universidad politÉcnica salesiana sede cuenca · tesis de grado previo a la obtención del título...
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UNIVERSIDAD POLITÉCNICA SALESIANA
SEDE CUENCA
CARRERA DE INGENIERÍA MECÁNICA
______________________________
Tesis de grado previo a la obtención
Del título de Ingeniero Mecánico
______________________________
ESTUDIO DE LOS PARÁMETROS DE OPERACIÓN DE UN
REFRIGERADOR DOMÉSTICO QUE OPERA CON REFRIGERANTE
R600a.
AUTORES:
EDWIN CRISTÓBAL CORTE JUELA
CHRISTIAN ANDRÉS FLORES SUQUI
Director:
ING. NELSON JARA
CUENCA - ECUADOR
2015
i
DEDICATORIA
―Con esfuerzo y perseverancia los objetivos se alcanzan, un logro que quiero dedicar a
mi familia, en especial a mi madre, Patricia, por ser quien estuvo a mi lado durante toda
mi carrera, por brindarme su apoyo y entendimiento. A mi padre, Jorge, la persona a
quien más admiro en este mundo, por ser quien hizo posible este logro, por confiar en
mí y por apoyarme en todo momento‖
EDWIN CORTE
―En primer lugar esto lo quiero dedicar a Dios por ser mi guía y sobre todo mi fortaleza
durante todo este tiempo. Lo quiero de dedicar también a mi mamá por ser una madre
ejemplar y por motivarme siempre para salir adelante con su amor y cariño. A mi papá
por preocuparse siempre por mí, por ser un hombre trabajador y por ser mi apoyo
constante‖
CHRISTIAN FLORES
ii
AGRADECIMIENTOS
“Agradecemos al Ingeniero Nelson Jara, Director de tesis, por involucrarnos en este
tema y sobre todo por motivarnos a seguir sin rendirnos, agradecemos infinitamente
por su comprensión y paciencia para con nosotros y por ser nuestro guía para lograr
salir adelante con este proyecto de grado”
Edwin Corte
Christian Flores
iii
DECLARATORIA DE RESPONSABILIDAD
Nosotros, Edwin Cristóbal Corte Juela y Christian Andrés Flores Suqui, declaramos que
los conceptos desarrollados, análisis realizados y las conclusiones del presente trabajo,
son de exclusiva responsabilidad de los autores.
A través de la presente declaración, cedemos los derechos de propiedad intelectual
correspondiente a este trabajo, a la Universidad Politécnica Salesiana, según lo
establecido por la ley de propiedad intelectual, por su Reglamento y por la Normativa
Institucional Vigente.
Cuenca, febrero 28 del 2015
Edwin Cristóbal Corte Juela Christian Andrés Flores Suqui
iv
CERTIFICACIÓN
El Ingeniero Nelson Jara, certifica haber dirigido y supervisado el desarrollo del
presente trabajo de grado, realizado por los señores Edwin Cristóbal Corte Juela y
Christian Andrés Flores Suqui.
v
Prólogo
El presente documento es un estudio de los parámetros de operación de un
refrigerador doméstico que opera con refrigerante R600a. Para ello empezamos
realizando el estado del arte de las investigaciones desarrolladas en los últimos años
en refrigeración doméstica orientadas a superar la problemática que tienen los
refrigeradores domésticos con respecto al alto consumo de energía y el impacto
ambiental que estos generan. Se analiza las causas que lo generan, fundamentalmente
se debe a cada uno de los componentes. De esta manera iniciamos las
investigaciones, haciendo énfasis en las mejoras que se han obtenido sobre la
eficiencia energética de refrigeradores domésticos y mejoras en el ciclo
termodinámico.
Luego se realiza el análisis de los sistemas de refrigeración que utilizan refrigerantes
hidrocarburos, se presentan varias investigaciones desarrolladas sobre las mejoras
que se pueden conseguir en la eficiencia energética de refrigeradores domésticos. Se
realiza una comparación de las propiedades ambientales de los hidrocarburos, el
potencial de agotamiento de la capa de ozono, el potencial de calentamiento global y
se describe las características y las propiedades de los refrigerantes hidrocarburos los
cuales revelan mejoras sustanciales en distintos aspectos.
Posteriormente se realizará una breve descripción de los ciclos termodinámicos de
refrigeración, en especial el ciclo real de refrigeración por compresión de vapor, que
es el ciclo con los que estos equipos operan y sobre todo con el coeficiente de
operación (COP) que es un parámetro bajo el cual se determina la eficiencia del
mismo.
A continuación mencionaremos los parámetros de funcionamiento de un refrigerador
doméstico. Para el análisis se irá estudiando cada componente por separado con el
objetivo de identificar variables para obtener un mejor rendimiento en el sistema de
refrigeración doméstico, para posteriormente tratarlo como un solo sistema.
Luego de ello se realizó el ciclo ideal de refrigeración por compresión de vapor con
la ayuda del software especializado en termodinámica (EES), el cual nos
proporcionará los resultados que se dará en el ciclo. Para la simulación numérica será
vi
necesario conocer el valor de ciertas variables para poder determinar algunas
características, las cuales se detallarán con mayor profundidad. Adicional a los
resultados se graficará el ciclo ideal de compresión de vapor.
Finalmente se realizará una comparación computacional de los datos obtenidos con
la parte experimental tomada de otra investigación realizada llamada ―Estudio
termodinámico de un sistema de refrigeración no frost con R600a‖. Se presentará los
valores máximos y mínimos de temperatura en los distintos componentes del
refrigerador. Dentro de ello se propondrá un análisis del ciclo sin subenfriamiento y
sin sobrecalentamiento y luego con subenfriamiento y con sobrecalentamiento, para
de esta manera notar las mejoras y los beneficios que se logra tener en el ciclo
termodinámico para aumentar la eficiencia del sistema.
También debido a las variaciones encontradas en las algunas temperaturas
determinadas computacionalmente, se procedió a realizar otro análisis mediante la
utilización del software Coolpack, este posee programaciones predeterminadas para
varios ciclos de refrigeración, de igual manera se irá variando los valores hasta
encontrar resultados aproximados para determinar cuáles podrían ser las causas por
las que existe esta desviación, además, este software permitirá ir introduciendo
perdidas de calor y presión, considerando posibles causas para un subenfriamiento y
sobrecalentamiento.
Para concluir se mencionará algunas opciones técnicas y mejoras en el sistema que se
han venido mencionando a lo largo de todas las investigaciones realizadas, que
ayudarán para conseguir un mejor rendimiento energético de los refrigeradores
domésticos.
vii
Índice
Lista de figuras .............................................................................................................. xii
Lista de tablas .............................................................................................................. xvii
Nomenclatura ............................................................................................................. xviii
1. Sistemas de Refrigeración Doméstica - Estado del Arte de Las Mejoras en la
Eficiencia Energética ...................................................................................................... 1
1.1 Introducción .................................................................................................. 1
1.2 Síntesis ........................................................................................................... 3
1.2.1 Sistema de refrigeración .......................................................................... 3
1.2.2 Compresores .......................................................................................... 12
1.2.3 Condensadores y Evaporadores ............................................................ 16
1.2.4 Dispositivo de expansión ...................................................................... 32
1.2.5 Distribución de flujo de aire .................................................................. 44
1.2.6 Gabinete y Aislante ............................................................................... 50
1.3 Conclusiones ................................................................................................ 55
1.4 Referencias .................................................................................................. 56
2. ANÁLISIS DE SISTEMAS DE REFRIGERACIÓN QUE UTILIZAN
REFRIGERANTES HIDROCARBUROS ................................................................. 61
2.1 Introducción ................................................................................................ 61
2.2 Comparación de las propiedades ambientales de los hidrocarburos .... 61
2.2.1 Potencial de agotamiento del ozono (ODP) .......................................... 62
2.2.2 Potencial de calentamiento global (GWP) ............................................ 63
2.2.3 Índice equivalente total de calentamiento (TEWI) ............................... 63
2.2.4 Hidrocarburos como alternativa para eliminar CFCs y HCFCs ............ 63
viii
2.3 Características y propiedades de los refrigerantes hidrocarburos ........ 67
2.3.1 Propiedades físicas ................................................................................ 68
2.3.2 Propiedades químicas ............................................................................ 69
2.3.3 Seguridad............................................................................................... 70
2.3.4 Miscibilidad con aceites ........................................................................ 71
2.3.5 Compatibilidad con la carga.................................................................. 72
2.3.6 Compatibilidad con los materiales ........................................................ 72
2.3.7 Estabilidad: ............................................................................................ 72
2.3.8 Propiedades termodinámicas ................................................................. 72
2.4 Refrigerantes hidrocarburos más utilizados en refrigeración ............... 75
2.4.1 Propano (R-290) .................................................................................... 75
2.4.2 Butano (R-600)...................................................................................... 76
2.4.3 Isobutano (R-600a) ................................................................................ 76
2.4.4 Propileno (R-1270)................................................................................ 77
2.5 Medidas de Control para el uso de refrigerantes HC ............................. 78
2.5.1 Introducción .......................................................................................... 78
2.5.2 Normas de seguridad para el uso de refrigerantes ................................ 79
2.6 Uso de HC en refrigeración doméstica - Estado del arte ........................ 81
2.6.1 Propano ................................................................................................. 81
2.6.2 Mezcla de HC ........................................................................................ 86
2.7 Conclusiones ................................................................................................ 95
2.8 Referencias .................................................................................................. 97
3. PARÁMETROS DE OPERACIÓN MEDIANTE SOFTWARE
ESPECIALIZADO. ...................................................................................................... 99
3.1 Descripción de los sistemas de refrigeración ............................................ 99
ix
3.1.1 Introducción .......................................................................................... 99
3.1.2 Ciclos termodinámicos de refrigeración ............................................... 99
3.2 Aplicación de la refrigeración ................................................................. 104
3.3 Sistema de refrigeración doméstica ........................................................ 104
3.3.1 Ciclo real de refrigeración por compresión de vapor .......................... 105
3.4 Descripción de los componentes del sistema de refrigeración doméstica
106
3.4.1 Evaporador .......................................................................................... 106
3.4.2 Compresor ........................................................................................... 107
3.4.3 Condensador ........................................................................................ 108
3.4.4 Dispositivo de expansión .................................................................... 109
3.5 Parámetros de funcionamiento de un refrigerador doméstico ............. 110
3.5.1 Evaporador .......................................................................................... 111
3.5.2 Compresor ........................................................................................... 111
3.5.3 Condensador ........................................................................................ 111
3.5.4 Refrigerante ......................................................................................... 111
3.6 Parámetros analizados ............................................................................. 112
3.6.1 Presiones de funcionamiento ............................................................... 112
3.6.2 Relación de presión ............................................................................. 112
3.6.3 Temperatura de descarga ..................................................................... 112
3.6.4 Efecto de refrigeración ........................................................................ 113
3.6.5 Capacidad de refrigeración ................................................................. 113
3.6.6 Capacidad volumétrica de refrigeración ............................................. 113
3.6.7 Energía por tonelada de refrigeración ................................................. 113
3.6.8 Flujo de vapor de succión por cada kW de refrigeración .................... 114
x
3.6.9 Tasa de remoción de calor del refrigerante al medio .......................... 114
3.6.10 Entrada de potencia al compresor .................................................... 114
3.6.11 Caudal másico del refrigerante ........................................................ 114
3.6.12 Coeficiente de rendimiento .............................................................. 114
3.6.13 Eficiencia térmica ............................................................................ 115
3.7 Simulación numérica ................................................................................ 115
3.7.1 Suposiciones ........................................................................................ 115
3.7.2 Datos de entrada .................................................................................. 115
3.8 Resultados Simulación numérica ............................................................ 119
3.8.1 Sin subenfriamiento y sobrecalentamiento ......................................... 119
3.8.2 Con subenfriamiento y con sobrecalentamiento ................................. 121
3.9 Conclusiones .............................................................................................. 122
3.10 Referencias ................................................................................................ 123
4. COMPARACIÓN CON RESULTADOS EXPERIMENTALES ..................... 124
4.1 Unidad experimental ................................................................................ 124
4.2 Descripción del experimento realizado en otras investigaciones ......... 125
4.3 Comparación de los datos experimentales y computacionales del
refrigerante R600a ................................................................................................ 126
4.4 Análisis de resultados ............................................................................... 128
4.4.1 Comparación con datos experimentales .............................................. 128
4.4.2 Variación de parámetros mediante software ....................................... 130
4.4.3 Análisis mediante el Software Coolpack ............................................ 141
4.5 Recomendaciones para mejorar el COP del sistema ............................. 148
xi
4.6 Conclusiones .............................................................................................. 151
5. Anexos .................................................................................................................... 153
5.1 Anexo A ..................................................................................................... 153
5.2 Anexo B ...................................................................................................... 155
5.3 Anexo B ...................................................................................................... 156
xii
Lista de figuras
Figura 1.1: Esquema de un refrigerador con congelador superior. ................................. 1
Figura 1.2: Sistema de refrigeración y ubicaciones de termopar. ................................... 4
Figura 1.3: Posición de la cámara IR, para la grabación de las temperaturas del
evaporador. ....................................................................................................................... 5
Figura 1.4: Posición de la cámara IR, para grabar la temperatura del condensador. ...... 5
Figura 1.5: Las temperaturas durante un ciclo de encendido y apagado. Para conocer
las ubicaciones de termopar ver fig. 1.2.. ......................................................................... 7
Figura 1.6: Efecto del número de filas de tubo del condensador sobre el Consumo de
energía. .............................................................................................................................. 8
Figura 1.7: Efecto de aletas del evaporador en el consumo de energía. .......................... 9
Figura 1.8: Esquema del sistema de refrigeración de circuito secundario. ................... 10
Figura 1.9: Efecto de la carrera del compresor en el consumo de energía: curva de
eficiencia constante. ........................................................................................................ 11
Figura 1.10: Consumo de energía para el R507 usando el algoritmo de control difuso y
el control termostático. ................................................................................................... 12
Figura 1.11: Comparación de la eficiencia isentrópica del compresor lineal y de
movimiento alternativo en función del volumen muerto. ............................................... 15
Figura 1.12: La cantidad de agua evaporada con el tiempo. ......................................... 18
Figura 1.13: Compresión de vapor componentes del refrigerador doméstico. .............. 19
Figura 1.14: La autonomía y la reducción de tiempo de funcionamiento (Text = 20 °C,
aperturas de puertas cero, TPCM = -3 °C). .................................................................... 20
Figura 1.15: Comportamiento de la temperatura media del aire de diferentes
temperaturas de cambio de fase. ..................................................................................... 21
Figura 1.16: Diagramas esquemáticos (a) el ciclo de dos circuitos de derivación y (b) el
ciclo paralelo. .................................................................................................................. 22
Figura 1.17: Variación del consumo de energía con la carga de refrigerante y el
diámetro del tubo capilar. ............................................................................................... 23
Figura 1.18: (a) evaporador convencional no-frost; (b) acelerador de flujo del
evaporador. ..................................................................................................................... 24
Figura 1.19: Coeficientes de transferencia de calor de evaporación locales. ................ 27
xiii
Figura 1.20: Promedio de los coeficientes de transferencia de calor de condensaciónz
........................................................................................................................................ 28
Figura 1.21: Promedio de los coeficientes de transferencia de calor de evaporación. .. 29
Figura 1.22: Nodos de condensador de tubo con aletas utilizadas para el estudio
teórico. ............................................................................................................................ 30
Figura 1.23: Los resultados teóricos de la tasa de transferencia de calor del
condensador y el consumo de energía. ........................................................................... 31
Figura 1.24: Los resultados teóricos de la variación de la COP del refrigerador
doméstico. ....................................................................................................................... 31
Figura 1.25: Aparato experimental (intercambiador de calor de tubería de aspiración no
se muestra). ..................................................................................................................... 33
Figura 1.26: Las tarifas de masa de refrigerante en el sistema de refrigeración durante
el encendido/apagado ciclo. ............................................................................................ 34
Figura 1.27: Las temperaturas durante el ciclo de encendido/apagado. ........................ 35
Figura 1.28: Distribución de carga de refrigerante en masa. ......................................... 36
Figura 1.29: Protocolo de medición de la carga de refrigerante en el condensador: (a)
La captura del refrigerante en el condensador. (b) La migración de refrigerante al
receptor. (c) Cierre del receptor y con un peso de la masa de refrigerante. (d) El
refrigerante se devuelve al condensador. ........................................................................ 39
Figura 1.30: Las variaciones de recalentamiento con la carga de refrigerante en el
sistema de tubo capilar. ................................................................................................... 41
Figura 1.31: Variaciones de recalentamiento con la carga de refrigerante en el sistema
de EEV. ........................................................................................................................... 42
Figura 1.32: Temperatura campo (radiación no se tiene en cuenta): (a) simetría de la
nevera vacía; (b) simetría del refrigerador equipado con estantes de vidrio; (c) simetría
del frigorífico cargado con el 'producto de prueba"; (d) en el plan situado en 8 cm desde
la pared lateral de la nevera cargado con productos. ...................................................... 46
Figura 1.33: (a) PIV (velocimetría por imágenes de partículas) del sistema para la
medición de la velocidad del aire y (b) intervalo de tiempo entre un par de imágenes
(3,5 ms) y entre dos parejas (250 ms). ............................................................................ 47
Figura 1.34: Campo de velocidad del aire en el plano de simetría del modelo
refrigerador: (a) vector de velocidad de la caja vacía, (a‘) magnitud de la velocidad de la
xiv
caja vacía, (b) vector de velocidad de casos llenó y (b‘) magnitud de la velocidad del
caso llenó. Toda la pared fría mantenida a 0 ° C. ........................................................... 48
Figura 1.35: Diagramas esquemáticos (a) ciclo paralelo y (b) ciclo de doble bucle ..... 51
Figura 2.1: Diagrama de Mollier para el R600a ............................................................ 74
Figura 2.2: Efecto de la fracción de masa de propano y la temperatura de condensación
en el rendimiento de un refrigerador doméstico ............................................................. 82
Figura 2.3: Efecto de la fracción de masa de propano y la temperatura de condensación
en el rendimiento de un refrigerador doméstico. ............................................................ 83
Figura 2.4: Comparación de la capacidad volumétrica de los refrigerantes con diversas
fracciones de masa de propano. ...................................................................................... 84
Figura 2.5: Comparación del coeficiente de rendimiento del refrigerantes HC con
diversas fracciones de masa de propano. ........................................................................ 85
Figura 2.6: Coeficiente de rendimiento del isobutano y mezcla de refrigerantes HC. .. 86
Figura 2.7: Tiempo de descenso vs temperatura del congelador. .................................. 87
Figura 2.8: Variación del consumo de energía con el aumento la temperatura de
ambiente. ......................................................................................................................... 88
Figura 2.9: Coeficiente de rendimiento con el aumento de la temperatura ambiente ... 88
Figura 2.10: Temperatura de descarga con el aumento de la temperatura ambiente. ... 89
Figura 2.11: Relación tiempo de encendido del compresor a diferentes temperaturas del
congelador. ...................................................................................................................... 89
Figura 2.12: Comparación del efecto de refrigeración de distintos refrigerantes. ........ 90
Figura 2.13: Comparación del coeficiente de distintos refrigerantes con el aumento de
la temperatura de evaporación. ....................................................................................... 91
Figura 2.14: Comparación del coeficiente de rendimiento del refrigerantes HC con
diversa cantidad de refrigerante. ..................................................................................... 92
Figura 2.15: Comparación del Tiempo de descenso de la temperatura de los
refrigerantes R290/R600a y R134a. ................................................................................ 93
Figura 2.16: Comparación del consumo de energía de los refrigerantes R290/R600a y
R-134a en un tiempo de 24h. .......................................................................................... 94
Figura 3.1: Esquema y diagrama T-s para el ciclo invertido de Carnot. ..................... 100
Figura 3.2: Esquema y diagrama T-s para el ciclo ideal por compresión de vapor. ... 101
Figura 3.3: Sistema de refrigeración por absorción ..................................................... 102
Figura 3.4: Esquema y diagrama T-s para el ciclo simple de refrigeración de gas. .... 103
xv
Figura 3.5: Modulo termoeléctrico utilizado para el enfriamiento. ............................. 103
Figura 3.6: Esquema y diagrama T-s para el ciclo simple de refrigeración de gas. .... 105
Figura 3.7: Evaporador de superficie de placa ............................................................ 106
Figura 3.8: Compresor Hermético. .............................................................................. 107
Figura 3.9: Condensador de doble tubo. ...................................................................... 108
Figura 3.10: Tubo Capilar. .......................................................................................... 109
Figura 3.11: Esquema y diagrama p-h del ciclo de refrigeración por compresión de
vapor. ............................................................................................................................ 110
Figura 3.12: Esquema del ciclo de refrigeración por compresión de vapor. ............... 119
Figura 3.13: Diagrama del ciclo de refrigeración por compresión de vapor. .............. 119
Figura 3.14: Resultados de la simulación. ................................................................... 120
Figura 3.15. Resultados de la simulación incluyendo estados termodinámicos. ......... 120
Figura 3.16: Resultados de la simulación con subenfriamiento y sobrecalentamiento.
...................................................................................................................................... 121
Figura 4.1: Refrigerador de uso doméstico Ecasa, Modelo Boreal 212. ..................... 125
Figura 4.2: Puntos seleccionados para la toma de temperaturas. ................................ 126
Figura 4.3: Efecto de la temperatura de evaporación sobre el COP. ........................... 131
Figura 4.4: Efecto de la temperatura de condensación sobre el COP. ........................ 133
Figura 4.5: Efecto de la temperatura de evaporación y condensación sobre el efecto de
refrigeración. ................................................................................................................. 134
Figura 4.6: Efecto de la temperatura de evaporación y condensación sobre la capacidad
volumétrica de refrigeración. ........................................................................................ 135
Figura 4.7: Efecto de la temperatura de evaporación y condensación sobre energía por
tonelada de refrigeración. ............................................................................................. 136
Figura 4.8: Efecto de la temperatura de evaporación sobre el flujo de vapor de succión
de refrigeración. ............................................................................................................ 136
Figura 4.9: Efecto de la temperatura de evaporación sobre la relación de presión. .... 137
Figura 4.10: Efecto de la relación de presión sobre el trabajo del compresor ............. 138
Figura 4.11: Efecto del grado de subenfriamiento y sobrecalentamiento en el COP del
sistema .......................................................................................................................... 139
Figura 4.12: Efecto del grado de subenfriamiento y sobrecalentamiento en el efecto de
refrigeración y la capacidad de refrigeración volumétrica. .......................................... 139
xvi
Figura 4.13: Efecto del grado de subenfriamiento y sobrecalentamiento en el flujo de
aspiración de vapor y en el poder por tonelada de refrigeración. ................................. 140
Figura 4.14: Efecto del grado de subenfriamiento y sobrecalentamiento en la relación
de presión. ..................................................................................................................... 141
Figura 4.15: Valores de entrada en programa Coolpack. ............................................ 142
Figura 4.16: Ciclo de refrigeración en programa Coolpack. ....................................... 143
Figura 4.17: Disminución de la temperatura de evaporación en Coolpack. ................ 145
Figura 4.18: Aumento de la temperatura de evaporación en Coolpack. ..................... 146
Figura 4.19: Aumento de la temperatura de Condensación en Coolpack. .................. 146
Figura 4.20: Disminución de la temperatura de Condensación en Coolpack. ............ 147
xvii
Lista de tablas
Tabla 2-1: Impacto ambiental de algunos refrigerantes ................................................ 62
Tabla 2-2: Consumo energético de algunos refrigeradores doméstico .......................... 68
Tabla 2-3: Propiedades de inflamabilidad de refrigerantes hidrocarburos .................... 70
Tabla 2-4: Grado de inflamabilidad de algunos refrigerantes ....................................... 71
Tabla 2-5: Propiedades del propano .............................................................................. 75
Tabla 2-6: Propiedades del butano ................................................................................ 76
Tabla 2-7: Propiedades del isobutano ............................................................................ 77
Tabla 2-8: Propiedades del Propileno ............................................................................ 77
Tabla 2-9: Consumo de energía del compresor a 25°C y 28° ....................................... 85
Tabla 2-10: Comparación del consumo de energía de los refrigerantes R-134a y la
Mezcla de HC en un tiempo de 24h. ............................................................................... 93
Tabla 3-1: Datos de entrada para la simulación. .......................................................... 116
Tabla 4-1: Datos del refrigerador Boreal 212. ............................................................. 124
Tabla 4-2: Máximos y mínimos de temperatura en el refrigerador-compresor ¼ Hp
R600a ............................................................................................................................ 127
Tabla 4-3: Comparación de las temperaturas experimental y simulado. ..................... 127
Tabla 4-4: Comparación de las temperaturas experimental y simulado. ..................... 127
Tabla 4-5: Comparación de los resultados obtenidos con valores experimentales y
simulado. ....................................................................................................................... 129
Tabla 4-6: Comparación de los resultados experimental y simulado. ......................... 129
Tabla 4-7: Comparación de los resultados experimental y simulado, multiplicados por
su respectivo flujo másico. ............................................................................................ 130
Tabla 4-8: Efecto de la temperatura de evaporación sobre las propiedades
termodinámicas y el COP ............................................................................................. 130
Tabla 4-9: Efecto de la temperatura de condensación sobre las propiedades
termodinámicas y el COP. ............................................................................................ 132
Tabla 4-10: Variación de algunos parámetros con la temperatura de evaporación. .... 135
Tabla 4-11: Tabla comparativa de resultados. ............................................................. 143
Tabla 4-12: Resultados de los parámetros obtenidos del análisis. ............................... 144
xviii
Nomenclatura
CFC Clorofluorocarbonos
COP Coeficiente de rendimiento
CVR Capacidad de refrigeración volumétrica
EES Solucionador de ecuaciones de ingeniería
FMP Fracción de masa de propano
FVSR Flujo de vapor de succión por cada kW de refrigeración
GWP Potencial de calentamiento global
h Entalpia
HC Hidrocarburos
HCFC Hidroclorofluorocarbonos
HFC Hidrofluorocarbonos
l Litros
Caudal másico del refrigerante
Eficiencia térmica
ODP Potencial de agotamiento del ozono
P Presión
PTR Energía por tonelada de refrigeración
Tasa de remoción de calor
Efecto de refrigeración
Capacidad de refrigeración
RCH Refrigerantes Hidrocarburos
Rp Relación de presión
s Entropía
TEWI Índice equivalente total de calentamiento
µ Viscosidad
ν Volumen específico
Wcomp Trabajo específico del compresor
Entrada de potencia al compresor
ρ Densidad
1
1. Sistemas de Refrigeración Doméstica - Estado del Arte de
Las Mejoras en la Eficiencia Energética
1.1 Introducción
Un refrigerador de uso doméstico, es un artefacto que anualmente se produce a nivel
mundial por más de 80 millones de unidades [1], de manera que, cientos de millones
son utilizados de forma continua actualmente y por tanto el impacto mundial de
consumo de energía que estos sistemas requieren es significativo
[2][3][4][5][6][7][8][9][10][11][12]
[13][14][15][16][17][18][19][20][21][22][23][24][25][26].
Figura 1.1: Esquema de un refrigerador con congelador superior. Fuente: [2][3]
Trabajos realizados por Hermes y Melo [2] revelan que el consumo de energía
de un refrigerador es cerca de 1 kWh/día, lo que corresponde al consumo de energía de
una lámpara de 40W de trabajo continuo. Para analizar esta problemática es necesario
2
mencionar las causas que lo generan. Una de ellas se debe fundamentalmente a los
componentes del sistema como, el condensador, el evaporador, tubo capilar y en
especial el compresor que consume en gran parte la energía, alrededor del 80% [5]. Es
desperdiciada la mayor parte de energía por estos elementos, debido a las pérdidas
irreversibles que se generan [2]. (Ver Figura 1.1)
En la mayoría de los casos, los refrigeradores con escarcha, no es recomendable,
ya que estos tienen un impacto negativo en el rendimiento del equipo, haciendo de esta
manera que exista perdidas irreversibles en el sistema. En primer lugar, la capa de
escarcha añade una resistencia térmica adicional para el proceso de transferencia de
calor y, segundo, que aumenta la caída de presión de aire, reduciendo así la tasa de flujo
de aire a través del intercambiador de calor. De manera que la escarcha que se acumula
en el serpentín del evaporador debe entonces ser retirada periódicamente, estudios
realizados da solución a este problema [27][28][29][30][31][32][33].
Durante el encendido y apagado cíclico que se da en el refrigerador doméstico
hace que el desplazamientos de refrigerante en el sistema de refrigeración afecte
también el rendimiento general, teniendo perdidas de eficiencia de 5-37% [18],
reduciendo por lo tanto la eficiencia termodinámica mediante el aumento de la
elevación de la temperatura. También estudios realizados demuestran que existen
pérdidas debido a los desplazamientos de refrigerante después de un arranque y parada
del compresor [34][35][36][37].
Debido a los daños ambientales causados por los refrigerantes HFC, hay un
creciente interés universal para investigar fluidos ambientalmente amigables en los
refrigerantes y enfoques alternativos al tradicional sistema de refrigeración DX
[35][38][39]. Los principales inconvenientes de estos refrigerantes son sus potenciales
riesgos de inflamabilidad y de seguridad. Una forma de superar este problema es el uso
de los nuevos refrigerantes en conjunción con un sistema de refrigeración de circuito
secundario. Los beneficios adicionales del sistema de refrigeración de circuito
secundario son las cargas de refrigerante, la reducción de las fugas, las posibilidades de
simplificar el mantenimiento y bajo costo operativo [23][40][41].
3
Estos estudios demostraron que dichas anomalías, alteraciones o afectaciones
que existen en el refrigerador doméstico, son trabajos de interés mundial para buscar
avances de eficiencia energética y alternativas para reducir el problema en todo el
sistema. Al analizar y tratar en el ambiente social e investigativo estos problemas, varios
estudios realizados logran tener resultados positivos. Afirmando de esta manera que una
alta eficiencia en el refrigerador de uso doméstico, puede darse, al reducir el consumo
de energía en el sistema, además del uso de refrigerantes naturales que poseen buenas
propiedades termodinámicas, no tóxicos, y sobre todo eficientes en su desempeño, de
manera que logren disminuir el tiempo de encendido del compresor, la carga del
refrigerante y otras características que permiten ahorrar energía y dinero en el sistema
de refrigeración [2][3][4][5][6].
En este documento, se presenta los principales avances de eficiencia energética
logrados en la refrigeración doméstica que se han desarrollado en los últimos años,
enfocados en cuatro factores importantes como lo son: impacto ambiental, costos,
rendimiento y confiabilidad.
1.2 Síntesis
1.2.1 Sistema de refrigeración
Enfoques en estado estacionario y transitorio, utilizan para un mejor análisis en el
sistema de refrigeración, el primero se utiliza para la coincidencia de los componentes,
y el segundo para definir estrategias de control y para optimizar el rendimiento del
sistema [1] [7] [8].
Björk, Palm y Nordenberg en el 2010 [1] analizaron la distribución de la
temperatura dentro del refrigerador utilizando una cámara termográfica. El objeto de
prueba fue un Electrolux ER8893C, una sola puerta y compartimento frigorífico
individual. Las temperaturas se midieron mediante termopares situados como se ve en la
figura 1.2
4
Figura 1.2: Sistema de refrigeración y ubicaciones de termopar. Fuente: [1]
El montaje experimental se realizó mediante una cámara IR apuntando a través
de la abertura de inspección en la puerta, como se puede ver en las figuras 1.3 y 1.4.
5
Figura 1.3: Posición de la cámara IR, para la grabación de las temperaturas del evaporador. Fuente:
[1]
Figura 1.4: Posición de la cámara IR, para grabar la temperatura del condensador. Fuente: [1]
Los resultados que obtuvieron de las temperaturas de la figura 1.5, fueron, La
temperatura del condensador (T3) se eleva primero bruscamente, alcanzando un valor
de pico justo por encima de 40°C en la mitad del período, después de lo cual disminuye
lentamente a 40°C justo antes de la parada del compresor. La temperatura de salida del
condensador (T4) es paralelo a la temperatura del condensador (T3), pero a un valor
más bajo. Esta es una señal clara de condensador de subenfriamiento.
6
En el evaporador la temperatura de entrada (T5) cae bruscamente en el inicio,
mientras que la temperatura de entrada del acumulador (T6) es a una temperatura más
alta hasta casi 700 s cuando coinciden. La temperatura de salida del evaporador (T7) es
una temperatura superior a T5 y T6 durante todo el período.
En el período de las temperaturas del condensador (T2-T4) se aproxima
asintóticamente a la temperatura ambiente. Las temperaturas de evaporación (T5-T7)
primer aumento a 0°C, mientras se da el descongelamiento del evaporador. La
temperatura T7 es más alto durante el período, lo que significa que menos se forma
escarcha aquí. La temperatura del compresor (T1) varía entre 35 y 45°C durante el ciclo
de encendido-apagado completo. Cabe destacar, que este componente térmico pesado
permanecerá siempre muy por encima de la temperatura ambiente. El tiempo para
"activar" el evaporador en el período de tiempo fue inesperadamente. El tiempo de
activación típica para este tipo de refrigerador es de menos de 180s [1].
Encontraron fuentes causantes de pérdida significativa de energía. Observaron
en imágenes captadas que "en los bordes del evaporador existen temperaturas más altas
que la parte central, revelando la mala utilización de los bordes para la transferencia de
calor, y recomiendan que los canales de refrigerante deben moverse más hacia los
bordes‖. Indicaron que el evaporador es el causante de pérdida de energía, ya que al
encender el compresor, el evaporador tarda en activarse, Se estima que esta pérdida es el
3,6% para un refrigerador doméstico similar a la prueba en el presente estudio, de
manera que, sugieren que ―las líneas de refrigerante sean reordenados con un flujo
descendente ya que de esta manera se mejoraría la eficiencia energética. Hermes, Melo,
Knabben y Gonçalves en el 2009 [4], en cambio evalúan la eficiencia energética de
refrigeradores en compresión de vapor de encendido y apagado, existió un análisis de
sensibilidad teniendo en cuenta el número de filas de tubos en el serpentín del
condensador, también analizaron el número de aletas en el serpentín del evaporador y la
carrera del compresor.
7
Figura 1.5: Las temperaturas durante un ciclo de encendido y apagado. Para conocer las ubicaciones de
termopar ver fig. 1.2.. Fuente: [1]
El sistema de refrigeración en estudio fue de 600-l un refrigerador de montaje
superior 'Combi', de encendido-apagado controlado por la temperatura del
compartimento de alimentos frescos. Realizaron simulaciones para evaluar el impacto
de algunos parámetros de diseño en el rendimiento del refrigerador.
La figura 1.6 muestra el efecto que tiene el número de filas de tubos en el
serpentín del condensador en el rendimiento del sistema. Se observa que el consumo de
energía se redujo en un 4% cuando el número de filas de tubos del condensador se
aumentó de 18 a 24.
8
Figura 1.6: Efecto del número de filas de tubo del condensador sobre el Consumo de energía. Fuente:
[1]
La figura 1.7 muestra que el consumo de energía no cambia al añadir más aletas hacia el
evaporador, pero aumenta en un 2% cuando son retiradas 10 aletas de la bobina del
evaporador [4].
Demostrado dichos autores que el consumo de energía de los productos se puede
disminuir hasta en un 7,5% mediante el uso de un compresor de menor capacidad y al
mismo tiempo la adición de seis filas más de tubos en el serpentín del condensador. Los
análisis numéricos también confirmaron que hay una velocidad del ventilador que
reduce al mínimo el consumo total de energía.
9
Figura 1.7: Efecto de aletas del evaporador en el consumo de energía. Fuente: [1]
Hoy en día promueven utilizar refrigerantes más eficientes y amigables con el
medio ambiente, es por eso que varios fabricantes suministran compresores compatibles
con hidrocarburos, específicamente refrigerantes con mezclas de HC y R600a ya que
tienen una mayor eficiencia del ciclo de Carnot, comparado con el R134a. Dado la
peligrosidad de este tipo de refrigerantes por ser inflamables, realizaron estudios para
superar estos inconvenientes y reducir de esta manera los riesgos para su aplicación.
Wang, Eisele, Hwang y Radermacher en el 2010 [40] proponen el uso de sistemas de
circuito secundario como se ve en la figura 1.8, intercambiadores de calor, instalación
de sensores de refrigerantes inflamables y extractores de aire para minimizar los riesgos.
En Europa usan mucho este sistema de refrigeración de dos fases con refrigerante
secundario, debido a los beneficios ambientales y características de ahorro de energía,
no se implementa en todo el mundo por sus elevados costos, es considerada como
inversión grande pero es una iniciativa importante.
10
Figura 1.8: Esquema del sistema de refrigeración de circuito secundario. Fuente: [40]
Este sistema presenta ―un menor consumo de energía de la bomba, tamaños de
tubos más pequeños, excelentes propiedades de transferencia de calor, y buenas
compatibilidades en materiales‖ [40]. Sin embargo, las desventajas de los fluidos de dos
fases se da en el coste inicial, las presiones de funcionamiento son más altas (en el caso
de CO2) y la falta de disponibilidad de los componentes. De todas maneras, el sistema
SL posiblemente es una opción posible para equilibrar los requisitos medioambientales
y el coste del sistema.
Los refrigerantes en el trabajo intermitente del compresor, en el proceso de
arranque ―deben lograr distribuir todo el líquido en el evaporador para que exista una
temperatura alta de evaporación, dando por lo tanto una alta eficiencia‖, pero Björk,
Palm y Nordenberg [1] predicen que ―la energía de refrigeración acumulada en la línea
de succión de intercambio de calor (SLHX) es un factor importante para disminuir las
pérdidas de energía cíclicas‖, por lo que sugieren necesario un rediseño del SLHX,
aportando mejoras al compresor ya que recibiría menos refrigerante liquido en el
arranque, tomando en cuenta también que tal cambio de diseño no produzca un aumento
en la caída de presión [1].
11
Figura 1.9: Efecto de la carrera del compresor en el consumo de energía: curva de eficiencia constante.
Fuente: [4]
El compresor es uno de los parámetros claves dentro del sistema de
refrigeración. Hermes y Melo en el 2009 [3] desarrollaron análisis para detectar posibles
fallos que pueda tener el compresor en condiciones defectuosas, tales como el bloqueo
del evaporador, ensuciamiento del condensador, envejecimiento del aislamiento y
desgaste del compresor, analizaron todos estos fallos al mismo tiempo. Observaron que
el consumo de energía aumenta en 0.274 kwh/día (+17%). Dando por el envejecimiento
de aislamiento del gabinete, un aumento del consumo de energía en un 9%. Su
comportamiento es lineal, pero es importante la cilindrada de este componente ya que
estudios realizados por Hermes, Melo, Knabben y Gonçalves [4] mediante simulaciones
muestran el consumo de energía como una función de la carrera del compresor, pero
manteniendo constante la eficiencia del compresor (figura 1.9).
El comportamiento resultante es casi lineal y que el consumo de energía se redujo en
un 13% cuando la cilindrada se redujo desde 5,96 hasta 3,77 cm3.
12
1.2.2 Compresores
Dentro del sistema de refrigeración existen varios componentes que influyen de manera
directa o indirecta en la eficiencia del sistema de refrigeración, los compresores son uno
de ellos y son el corazón de dicho sistema y su uso representa cerca del 80% del
consumo total de un refrigerador [7], razón por la cual su eficiencia energética es uno de
los aspectos de mayor investigación en muchos países, disminuir el consumo de energía
en los refrigeradores es el principal objetivo de dichos estudios, de esta manera se ha
considerado mejorar el rendimiento del compresor y optimizar mejor su funcionamiento
[6]. Para ello P. Binneberg investigó de forma numérica y experimental a un compresor
herméticamente sellado y modificado para su uso con un convertidor de frecuencia y se
lo instalo en un refrigerador doméstico, en el cual se varió la velocidad del compresor
en función de la demanda de refrigeración y se lo mantuvo funcionando casi de modo
continuo, logrado un ahorro de hasta el 20% en comparación con los de control
termostático clásico (ciclos ON/OFF) [42], para lograr dicho fin se ha utilizado
inversores como TRIAC, PMW (Modulación de Ancho de Pulso), y algoritmos de
control para la regulación difusa de la velocidad del compresor [43], dicho modelo que
fue aplicado a un cuarto bajo distintas cargas de enfriamiento, utilizando R407C y R507
como refrigerantes, los resultados revelaron que existió un ahorro de aproximadamente
el 13% utilizando el control difuso de la velocidad del compresor y que el mayor ahorro
se conseguía con el R407C [3].
Figura 1.10: Consumo de energía para el R507 usando el algoritmo de control difuso y el control
termostático. Fuente: [43]
13
En el siguiente gráfico 1.10 se puede observar el consumo de energía de un
compresor trabajando con R507 a una temperatura de 18°C en la cual se observa menor
consumo de energía utilizando el algoritmo de control en relación al control
termostático.
Otra forma de conseguir la modulación de la capacidad es controlando el
desplazamiento del pistón o volumen muerto [44], también se puede conseguir dicha
modulación sin utilizar controladores electrónicos, es decir sin cambiar la frecuencia de
funcionamiento así Jong Kwon Kim realizó un estudio experimental y numérico sobre
la capacidad de modulación de un compresor lineal para un refrigerador doméstico
utilizando R600a, para ello desarrolló un modelo numérico y construyó un compresor
prototipo, este estudio demostró que utilizando una combinación entre la inductancia y
la capacitancia se puede lograr una auto modulación del 55 a 90% (numéricamente), la
misma se confirmó del 70 - 90 % en el experimento , esto se puede lograr si la carrera
del compresor lineal se incrementa de forma independiente de acuerdo con la demanda
de refrigeración, con ello se lograría disminuir el consumo de energía y se reducir costes
ya que no existen controladores electrónicos [6], además de favorecer al medio
ambiente ya que permita mejorar la eficiencia en la conversión de energía y disminuir
los gases de efecto invernadero que son emitidos a la atmósfera por el uso ineficaz de la
energía en dicho proceso [43].
Otro punto de investigación es utilizar compresores lineales y mejorar su
eficiencia, para ello Bradshaw en el 2011 [45] presentó un modelo de simulación
integral de un compresor lineal a escala miniatura, el mismo que fue validado
posteriormente con los resultados obtenidos en un compresor lineal prototipo que fue
construido para el efecto [46], el mismo modelo sirvió en el 2012 para estudiar la
sensibilidad del compresor lineal a los cambios de algunos parámetros geométricos,
que mostro que el compresor lineal es altamente sensible a los cambios en la separación
de fugas entre el pistón y el cilindro, así como la excentricidad del resorte; los cuales
deben reducirse al mínimo para un rendimiento óptimo [6], también se ha investigado la
capacidad del compresor lineal para la recuperar la energía que generalmente se pierde
en el proceso de re-expansión del gas, gracias a la presencia de resortes mecánicos, los
mismos que permite usar el compresor lineal para el control de la capacidad eficiente a
14
partir de más o menos 35 a 100%, con ello el compresor puede funcionar a una potencia
de entrada más baja por lo menos en condiciones de carga parcial ahorrando energía
[47]. Por su parte LGE creó un Compresor Lineal, que tiene mucha más alta eficiencia
cuando la capacidad de refrigeración es pequeña, el mismo que puede reducir el
consumo de energía hasta en un 25%, reduciendo las emisiones de CO2 del compresor
en aproximadamente 90 kg/año [44], además este compresor es altamente eficiente
debido a su mecanismo, que reduce las perdidas mecánicas relacionadas con los
compresores de cigüeñal convencionales, la eficiencia de su motor es más del 90% y la
capacidad de refrigeración puede ser modulada con electrónica simple, siendo de esta
forma 20-30% más eficiente que la mayoría de los compresores convencionales [48].
Adicionalmente en el 2008 se investigó los niveles de ruido del compresor lineal
y se determinó que estos son similares a las del compresor alternativo, y que son
mejores en condiciones de funcionamiento transitorias debido al arranque y
detenimiento suave en el funcionamiento [49].
Por su parte Huiming Zou [50] investigó el rendimiento de un prototipo de
compresor lineal con muelles helicoidales, estableciendo que este compresor puede
aprovechar el fluido de trabajo comprimido para reducir la rigidez de resorte mecánico
y el peso del compresor. Sin embargo, los resortes no pueden ayudar a limitar el pistón
por lo que golpea la culata y su eficiencia disminuye al reducir la presión de descarga
[50].
En el gráfico 1.11 se muestra que existe mayor eficiencia del compresor lineal en
comparación con el de movimiento alternativo, esto se debe a su mecanismo que reduce
las perdidas por fricción, mayor eficiencia de su motor y demás este compresor no
disminuye drásticamente su eficiencia la aumentar el volumen muerto cosa que no
ocurre con el de movimiento alternativo.
Marcos G. [51] presentó una guía para optimizar el diseño de un sistema de
refrigeración por compresión de vapor, utilizando compresores de capacidad variable,
logrando conseguir hasta un 40% de ahorro de energía y una reducción del ruido de
hasta 5 dB con este sistema [51], también se realizó una revisión literaria sobre los
análisis exergéticos de sistemas de refrigeración por compresión de vapor, en la cual
15
varias investigaciones mostraron que la mayor pérdida de exergía se produce en el
compresor, por lo tanto el uso de nano lubricantes y nano fluidos pueden reducir de
forma indirecta dichas pérdidas [43].
Figura 1.11: Comparación de la eficiencia isentrópica del compresor lineal y de movimiento alternativo
en función del volumen muerto. Fuente: [47]
Como se ha mencionado la alternativa más prometedora para reducir el consumo
de energía del compresor es variar su velocidad e irla ajustando según la demanda de
refrigeración, ya que la mayor parte del tiempo, el refrigerador permanece cerrado y no
necesita funcionar a su máxima potencia como ocurre en el caso de control
termostático, que funciona por pequeños periodos pero cuando lo hace, lo realiza a su
máxima potencia, consumiendo más energía [43], de esta manera para conseguir dicha
variación se utiliza compresores de capacidad variable que utilizando electrónica varia
su frecuencia y consigue dicha modulación, pero esta no puede descender hasta cierto
valor ya que presenta problemas asociados con la lubricación, además se debería
realizar un análisis costo-beneficio ya que su implementación es un costo adicional no
solo por el instrumento sino también por la energía extra que necesita para su
16
funcionamiento [43], no obstante se han realizado pruebas con dos velocidades una
baja, para las condiciones de puerta cerrada y otra alta para la máxima capacidad,
encontrando una variación de aproximada el 3% con relación al de variación continua,
siendo más económica y viable esta alternativa [42]. Debido a los problemas de
electrónica asociados se ha enfocado investigaciones a compresores lineales, que varía
la capacidad de refrigeración en función del volumen muerto, el mismo que al aumentar
disminuye su eficiencia haciendo necesario más investigaciones como la de [48]. Con
el fin de mantener su eficiencia aun cuando la capacidad de refrigeración sea pequeña,
además de vencer problemáticas en otros parámetros para su óptimo funcionamiento
[49].
1.2.3 Condensadores y Evaporadores
Se realizaron estudios del intercambiador de calor en evaporadores de aletas y tubos en
condiciones heladas, ya que presentan una acumulación de escarcha, y por ende
disminuyen el coeficiente de transferencia de calor de manera significativa y aumenta la
pérdida de carga rápida [11][27][28][31][33]. Cui, Li, Liu y Zhao en el 2011 [27]
analizaron el proceder de un intercambiador de calor de aletas y tubos, indicaron que se
forma escarcha con mayor rapidez en el período inicial, mientras que crece lentamente
en el período totalmente desarrollado, dando lugar a la degradación de la transferencia
de calor, caída de presión, mayor humedad relativa del aire, menor velocidad de flujo de
aire y reduce la temperatura del refrigerante, ya que dará lugar a una gran cantidad de
acumulación de escarcha.
El evaporador tiene la capacidad de proporcionar la cantidad de refrigeración
necesaria para la preservación de los bienes almacenados en el refrigerador a la
temperatura deseada [29]. Silva, Hermes y Melo en el 2011 [11] informaron que la
escarcha acumulada en el serpentín del evaporador disminuye de forma significativa al
rendimiento del intercambiador de calor, por el efecto combinado de la baja
conductividad térmica de la capa de escarcha y la tasa de flujo de aire del ventilador
suministrado [33], sugieren que bajo estas condiciones de escarcha, se debe diseñar
como un sistema acoplado, a fin de conservar la capacidad de refrigeración para
17
períodos más largos, aumentando el tiempo entre los procesos de descongelación
sucesivos y por ende se mejorará el rendimiento térmico de todo el sistema [11]. Özkan
y Özil en el 2006 [31] afirmaron que la formación de escarcha en el serpentín del
evaporador se da en forma de aguja no muy densa cuando la temperatura de
evaporación es ±25 °C, ocasiona que la presión de aire disminuya en las aletas y en los
extremos de las aletas aumenta el coeficiente de transferencia de calor.
Cuando la temperatura de evaporación disminuye a temperaturas bajas como
±35 °C, forman en el evaporador escarcha. Ya no presenta una estructura similar a una
aguja y se vuelve más densa. Como la escarcha es más densa a bajas temperaturas de
evaporación, el coeficiente de transferencia de calor se hace mayor y el rendimiento de
la refrigeración del evaporador es mejor en comparación con la estructura en forma de
aguja. La velocidad del aire determinado en 5m/s, luego de 5h de período de prueba, la
velocidad de evaporación es constante en condiciones de estado estacionario, se puede
concluir que la cantidad de escarcha recogida en el evaporador aumenta linealmente con
el tiempo.
Un gráfico muestra la cantidad de agua evaporada en función del tiempo se da
en la figura 1.12. Tanto la cantidad de agua evaporada y la escarcha derretida después
de descongelar tienen comportamientos similares en todos los experimentos.
18
Figura 1.12: La cantidad de agua evaporada con el tiempo. Fuente: [31]
Knabben, Hermes y Melo en el 2011 [33] observaron que el aumento repentino
del número de aletas entre las filas 4 a 5 induce una obstrucción del evaporador local, de
esta manera siguieren que para que haya una eficiente descongelación cerca de la
unidad, deben colocarse de forma simultánea dos calentadores, uno de 175W en las seis
primeras filas y 60W en las últimas cuatro filas. Barbosa, Melo, Hermes y Waltrich en
el 2009 [28] evaluaron el efecto del número de filas de tubos en el rendimiento de los
evaporadores térmicos hidráulicos sin escarcha, establecen que las últimas filas de tubos
ayudan con menos eficacia a la transferencia de calor, mientras que todavía ejerce
alguna influencia en la caída de presión. Indicaron que los costos pueden disminuir
mediante el uso de evaporadores más ligeros, ya que en algunos casos han mejorado las
características de rendimiento [28].
Azzouz, Leducq y Gobin en el 2009 [12] estudiaron el efecto de la adición de un
material de cambio de fase (PCM), este se encuentra en la parte posterior del
evaporador como se indica en la figura 1.13 con el fin de mejorar su eficiencia y para
proporcionar una capacidad de almacenamiento que permite varias horas de
refrigeración sin fuente de alimentación [9][12].
19
Figura 1.13: Compresión de vapor componentes del refrigerador doméstico. Fuente: [12]
Probaron el sistema con agua y con una mezcla eutéctica con punto de
congelación -3 °C y agua (0 °C) y para una amplia gama de condiciones de
funcionamiento (espesor de PCM, la temperatura ambiente, la carga térmica) [9]. La
capacidad de almacenamiento del sistema es ligeramente más pequeño que para el agua
como PCM, debido principalmente a que la entalpía de solidificación de agua es mayor.
La ventaja de la mezcla eutéctica sobre el agua es su capacidad para mantener
una temperatura más baja en el compartimiento del refrigerador durante el proceso de
fusión [9]. Indicaron que la respuesta de la nevera a la adición de PCM y su eficacia
dependen en gran medida de la carga térmica, se comporta como un amortiguador de
temperatura, disminuye el número de arranques y paradas del compresor y por
consiguiente de las fluctuaciones de temperatura, mejorando de esta manera la
conservación de los alimentos [12]. Este modelo predice un aumento del 5-15% en el
coeficiente de rendimiento, disminuye de forma significativa el número de arranques y
paradas del compresor y por consiguiente de las fluctuaciones de temperatura dentro de
la célula refrigerada. Las pruebas experimentales con agua y un PCM con una
temperatura de fusión de -3 °C han confirmado estos resultados [9][12]. Estas
simulaciones manifestaron que el rendimiento del refrigerador es insensible al espesor
20
PCM, debido al hecho de que los espesores aplicados en estas simulaciones no excedan
de 0,5 cm. En consecuencia, la resistencia térmica de la capa creciente de la
fusión/solidificación PCM no aumenta significativamente. Sin embargo, el parámetro de
grosor tiene un gran impacto en el tiempo de funcionamiento y la autonomía de la
nevera. En la figura 1.14 se muestran el ahorro de tiempo de ejecución relativa y la
autonomía del sistema para diferentes espesores, lo que indica el ahorro de tiempo de
ejecución de 28,5 a 32,6% y la autonomía de 4.7 a 8.5 h. El ahorro de tiempo de
ejecución es la relación de la diferencia entre el porcentaje de tiempo de funcionamiento
sin PCM y el porcentaje de tiempo con PCM funcionamiento, y el porcentaje de tiempo
de funcionamiento sin PCM.
Figura 1.14: La autonomía y la reducción de tiempo de funcionamiento (Text = 20 °C, aperturas de
puertas cero, TPCM = -3 °C). Fuente: [12]
21
Figura 1.15: Comportamiento de la temperatura media del aire de diferentes temperaturas de cambio de
fase. Fuente: [12]
El efecto de la temperatura de cambio de fase se presenta en la figura 1.15. Se
observa que, cuando el cambio de fase la temperatura se incrementa, también se
incrementa el COP (un menor consumo de energía debido a la reducción de la relación
de compresión de presión). Pero cuando la temperatura de solidificación es demasiado
alta, se alcanza una temperatura excesiva del aire durante la fusión [12].
En trabajos anteriores en el 2009 [9] los mismos autores demostraron que la
capacidad de almacenamiento en frío del sistema es ligeramente más pequeño con una
solución acuosa eutéctica que con el agua como PCM, pero presenta la solución acuosa
eutéctica, la ventaja de mantener el aire a valores de temperatura adecuadas
recomendadas para el refrigerador.
A más de ello, los autores Yoon, Jung, Chung y Kim [41], estudiaron el ciclo de
dos circuitos para congeladores de refrigerador doméstico debido a su potencial
eficiencia energética y la humedad relativa del compartimiento de alimentos frescos.
Midieron el rendimiento del ciclo paralelo, variando la carga de refrigerante y el
diámetro del tubo capilar, comparando con el ciclo de dos circuitos de derivación. La
carga de refrigerante óptima en el ciclo paralelo disminuyó con un aumento en el
diámetro del R-tubo capilar debido a que el último aumento condujo a un aumento en la
tasa de flujo de refrigerante.
22
Figura 1.16: Diagramas esquemáticos (a) el ciclo de dos circuitos de derivación y (b) el ciclo paralelo.
Fuente: [41]
Los resultados indicaron que en el ciclo paralelo, el diámetro del R-tubo capilar óptimo
fue de 1,4 mm, siendo el 65% mayor que el ciclo de dos circuitos de derivación. Cuando
el ciclo paralelo se optimizó en términos de la carga de refrigerante y el diámetro del
tubo R-capilar, el consumo de energía se redujo en un 7,8%, y la temperatura de R-
evaporación se incrementó en 4,6 °C durante el ciclo de dos circuitos de derivación
[41].
La carga de refrigerante óptima del ciclo paralelo fue de 75g, que fue levemente
menor que el valor óptimo de 80g en el ciclo de dos circuitos de derivación. De tal
modo que, la recuperación de refrigerante por la operación de P/D redujo el consumo de
energía en un 4,1% con respecto al caso de referencia sin ningún tipo de operación de
recuperación de refrigerante [41].
Mediante la colocación de la F-operación en la parte inicial del compresor,
presentó un ahorro de energía adicional de 1,8% obtenido por el tiempo de operación de
P/D disminuido y la eliminación de la válvula de retención. Por lo tanto, la secuencia de
funcionamiento optimizado para el ciclo paralelo es la siguiente: F-operación, la
operación P/D, R-operación, y de apagado del compresor. Esta comparación establece
poca diferencia entre los dos ciclos, el ciclo paralelo genera mejores resultados, ya que
23
conviene tener una carga de refrigerante menor para que el compresor no trabaje por
mucho tiempo sobre todo se obtenga un menor consumo de energía [41].
Figura 1.17: Variación del consumo de energía con la carga de refrigerante y el diámetro del tubo
capilar. Fuente: [41]
Una alternativa para diseñar un evaporador sin escarcha de tubo de aleta se da
con los de flujo acelerado (AFE) [29][30], el cual hace que el coeficiente de
transferencia de calor del lado de aire sea mejorado de forma local; su desventaja está
en que la aceleración del flujo, aumenta la caída de presión del lado del aire, lo que
exige más potencia de bombeo [30]. Presentan los datos experimentales en un concepto
alternativo para un evaporador de refrigeración doméstica 'no-frost'. En este nuevo
concepto, el área de sección transversal del lado del aire disminuye con la distancia
desde la entrada, acelera el flujo y promueve una mejora del coeficiente de transferencia
de calor local.
24
Figura 1.18: (a) evaporador convencional no-frost; (b) acelerador de flujo del evaporador. Fuente: [30]
El AFE [30] es un tipo de evaporador especial 'No-Frost' en la que el coeficiente
de transferencia de calor del lado de aire es mejorado de forma local como resultado de
una reducción progresiva del área de sección transversal del lado del aire. La principal
ventaja del AFE es una reducción del volumen de aluminio en el evaporador, el
principal inconveniente es que la aceleración del flujo aumenta la caída de presión del
lado del aire, lo que exige más potencia de bombeo. El propósito principal de este
concepto es para reducir el tamaño del evaporador (y por tanto el volumen de aluminio)
mediante la mejora del coeficiente de transferencia de calor de aire lateral local (véase
la figura 1.18). Para una velocidad de transferencia de calor que se espera que esta
mejora para compensar parcialmente la reducción de la superficie del intercambiador de
calor. El principal inconveniente de la AFE es un aumento intrínseco de los
componentes reversibles e irreversibles de la caída de presión del lado del aire del
evaporador. El primero se produce como resultado de la disminución de la presión
asociada con el aumento de la velocidad debido a la reducción del área de libre flujo (es
decir, el efecto de Bernoulli), este último aparece debido a un aumento de la
componente de fricción de la presión gradiente debido a la creciente velocidad media
del aire [30].
25
Waltrich, Barbosa, Hermes y Melo en el 2011 [29] indicaron que a bajas tasas de
transferencia de calor, las actuaciones de la línea de base (1/1) y muestras de AFE son
casi similares debido a que requiere una potencia de bombeo pequeña para una tasa de
transferencia de calor especifico. A la menor transferencia de calor, las actuaciones de
todos los evaporadores son bastante similares ya que se requiere una potencia de
bombeo pequeñas para una tasa de transferencia de calor. A velocidades altas de
transferencia de calor, se necesitan altas tasas de flujo de aire para compensar las
superficies de transferencia de calor más pequeño de la AFE, la potencia de bombeo
necesaria de los AFE aumenta de forma exponencial, lo que impone un bajo
rendimiento energético global. De manera que en tales condiciones el concepto AFE
puede ser más ventajoso que los evaporadores rectos debido a sus bajos costos de los
materiales.
Los mismos autores en otra investigación en el 2011 [30] usaron una
optimización geométrica basada en el COP de la AFE, el propósito de su trabajo es
evaluar la configuración geométrica de la AFE, que es capaz de proporcionar el
rendimiento térmico más alto por unidad de masa del evaporador. En principio, esto
puede llevarse a cabo sobre la base de cualquiera de los criterios de clasificación del
evaporador o, de manera más general, sobre el impacto del componente en el COP del
sistema. Dichos autores introducen criterios de evaluación del desempeño (PEC) que
dan cuenta no sólo por el impacto del componente en el COP del sistema, sino también
para la cantidad de material (aluminio). Estos se han propuesto y usado en conjunción
con un simulador general del sistema para encontrar la geometría AFE que optimiza el
funcionamiento del refrigerador, tomando en cuenta el coste del evaporador.
Demostraron los mejores resultados obtenidos con ambos COP y PEC =
COP/M, donde el mínimo consumo de energía se consigue cuando el COP fue la
función objetivo. Cuando PEC es la función objetivo, el consumo de energía aumenta
con respecto a la línea de base y los casos basados en el COP en un 9,5 y 11,6 %,
respectivamente. Sin embargo, la cantidad de aluminio y el coste del evaporador
disminuyen por 71.1 y 69,6 % con respecto a la línea de base y los casos basados en
COP.
26
Es de destacar que en el caso basado en COP, el número de aletas disminuye
significativamente. Este resultado es beneficioso en el sentido de que, para un mayor
número de aletas, la formación de escarcha en el lado del aire puede degradar el
rendimiento del sistema que en cuanto al COP el sistema experimentó sólo una
variación modesta con respecto a los parámetros geométricos, ―que van desde 0,95
hasta 1,03 al cambiar la longitud del evaporador, y 1,02 a 1,03 al variar la altura de la
salida del evaporador‖. A pesar de los resultados siguieren más investigación para
determinar el efecto de la formación de condensación y escarcha en el rendimiento
térmico-hidráulico de AFE [29].
Björk y Palm en el 2008 [32] estudiaron el flujo de ebullición de transferencia de
calor en un evaporador de un refrigerador doméstico con flujo horizontal, halló que el
coeficiente de transferencia de calor baja al aumentar la calidad, por lo que pide no
utilizar flujos de masa tan bajas como 21 kg/m2s. Normalmente, el calor del coeficiente
de transferencia aumenta con mayor calidad de los flujos de masa superior (33 y 43
kg/m2 s). Esto fue sugerido para ser explicada por el adelgazamiento de la película
líquida.
27
Figura 1.19: Coeficientes de transferencia de calor de evaporación locales. Fuente: [38]
Un análisis importante es presentado por los autores Lee, Yoon, Kim y Bansal
en el 2006 [38] sobre las características de transferencia de calor del R-290 (propano),
R-600a (isobutano) y R-1270 (propileno), por ser refrigerantes favorables al medio
ambiente y el R-22 como refrigerante para condensar y evaporar, encontraron mediante
resultados experimentales que los coeficientes de transferencia de calor de condensación
locales de refrigerantes de hidrocarburos fueron más altos que los de R-22. La figura
1.19 presenta la transferencia de calor de evaporación coeficiente local con respecto a
los cambios de calidad para R-22, R-290, R-600a y R-1270.
El coeficiente de transferencia de calor de evaporación fue aumentando con el
incremento de la calidad del refrigerante. Disminuye rápidamente a la calidad de más de
0.85 debido a que el refrigerante se ha secado. Informaron que la tasa de transferencia
de calor local de los refrigerantes de HC´s era casi idénticas a la del R-22 en una
tendencia cualitativa, pero era 30% mayor en un promedio de diferencia que en una
cuantitativa.
28
Figura 1.20: Promedio de los coeficientes de transferencia de calor de condensación. Fuente: [38]
La figura 1.20 presenta los coeficientes medios de transferencia de calor de
condensación con respecto a la masa de flujo de cuatro refrigerantes (R-22, R-290, R-
600a, R-1270). El promedio de coeficiente de condensación de transferencia de calor
aumentó a medida que la masa de flujo aumentó en todos los refrigerantes. El
coeficiente de condensación de calor promedio para R-1270 parecía ser el más alto y
para el R-22, el más bajo entre los refrigerantes probados. Sobre todo, podríamos
afirmar que los coeficientes de condensación promedio de transferencia de calor de los
refrigerantes HC´s fueron mayores en la tasa de flujo de masa que los de baja tasa de
flujo de masa. Los coeficientes de transferencia de calor de condensación promedio para
R-290, R-600a y R-1270 son más altas que la de R-22 en un 60%, 68% y 70%,
respectivamente.
La figura 1.21 presenta los coeficientes de transferencia de calor de evaporación
promedio con respecto a la masa de flujo. El coeficiente de transferencia de calor
aumenta como el flujo de masa aumentado en todos los refrigerantes.
29
Figura 1.21: Promedio de los coeficientes de transferencia de calor de evaporación. Fuente: [38]
Los coeficientes de evaporación promedio de transferencia de calor de los HC
eran más altos que los CFC. Los coeficientes de transferencia de calor de evaporación
promedio para R-290, R-600a, R-1270 son más altas que la de R-22 en
aproximadamente un 67,7%, 55,4% y 72,3%, respectivamente [38].
El condensador es el componente principal en el sistema de refrigeración ya que
rechaza el calor absorbido por el refrigerante en el evaporador hacia fuera del
compartimiento del refrigerador [10]. Porkhial, Khastoo y Razavi en el 2006 [13]
presentan la actuación transitoria de un condensador.
Cada nodo de la red de condensador puede contener refrigerante sobrecalentado,
estado saturado o subenfriado y evidentemente una mezcla de saturado y
sobrecalentado, o condiciones de saturación y de subenfriamiento relacionados con su
posición y el intervalo de tiempo, La bobina se ha dividido en 100 células pequeñas
como se muestra en la figura 1.22.
30
Figura 1.22: Nodos de condensador de tubo con aletas utilizadas para el estudio teórico. Fuente: [13]
Señalaron que el COP aumenta rápidamente cuando se prende y apaga el
refrigerador, además este coeficiente al disminuir progresivamente, la diferencia de
temperatura entre el aire y el refrigerante empieza a disminuir en el condensador.
Afirmaron que la reducción en el consumo de energía puede lograrse mediante el uso de
un compresor controlable. La figura 1.23 muestra la variación del consumo de energía y
la velocidad de transferencia de calor del condensador. Velocidad de transferencia de
calor del evaporador es la diferencia entre la tasa de transferencia de calor del
condensador y el consumo de potencia. La figura 1.24 muestra el coeficiente de
rendimiento. Durante los minutos primeros, hay una gran diferencia de temperatura
entre el aire y el refrigerante, por lo tanto, el aumento de la transferencia de calor y la
CP son rápidos, pero como esta diferencia de temperatura disminuye gradualmente, se
observa una reducción en la transferencia de calor y el COP. Bassiouny en el 2008 [10]
realizó el estudio del efecto del espacio que rodea el condensador de un refrigerador
doméstico en el calor rechazado, demostró que el tener un espacio suficiente (s>200
mm) alrededor del condensador, aumenta la fuerza motriz de transferencia de calor del
condensador.
31
Figura 1.23: Los resultados teóricos de la tasa de transferencia de calor del condensador y el consumo
de energía. Fuente: [13]
Figura 1.24: Los resultados teóricos de la variación de la COP del refrigerador doméstico. Fuente: [13]
Además, si la temperatura del aire de la habitación aumenta, incluso para un espacio
suficiente, la cantidad de calor rechazado disminuirá. Aseguró que a medida que el
espacio que rodea el condensador se ha estrechado o bloqueado, el aire que fluye se
pone más caliente, de manera que el condensador sin duda degrada su rendimiento, el
espacio que se coloca un refrigerador es importante, ya que afecta a la fuerza de
conducción para disipar el calor [10].
32
Finalmente se realiza unos diseños termo-hidráulico para condensadores y
evaporadores destinados a la generación de entropía mínima, los condensadores y
evaporadores son intercambiadores de calor con la temperatura bastante uniforme.
Hermes en el 2013 [52] en su análisis teórico llego a la conclusión de que un
intercambiador de calor de alta eficacia no proporciona necesariamente el mejor diseño
termo hidráulico para bobinas del condensador y del evaporador. También indicó que
un intercambiador de calor la relación de aspecto alta produce una menor cantidad de
entropía de una relación de aspecto baja.
1.2.4 Dispositivo de expansión
El tubo capilar reduce la presión que sale del compresor hacia el evaporador y regula el
flujo. Un aspecto importante a tomar en cuenta, es la carga de refrigerante a tener
durante la labor transitoria. Esta carga depende del volumen interno de su equipo, como:
tuberías, compresor, intercambiadores de calor, receptores de líquido y varios
accesorios, depende de las características del refrigerante, sus estados y la presión de
trabajo a nivel físico del sistema [35].
Varios autores estudiaron este fenómeno con el fin de reducir el consumo de
energía ―mediante la variación de la restricción de la expansión y la carga de
refrigerante" [34]. Esta reducción de la carga, no afecta aspectos energéticos y respeta
limitaciones ambientales. Aporta a refrigerantes como HCFC y HFC ó naturales como
hidrocarburos y amoniaco para reducir sus emisiones a la atmosfera y por motivos de
seguridad [35]. Björk y Palm en el 2006 [17] demostraron mediante la variación de
distintos parámetros, las pérdidas e inconvenientes que se dan en el funcionamiento del
sistema.
Con el fin de que en su investigación el consumo de energía de un refrigerador
doméstico se de en diversas cargas de refrigerante, modificaron el EDC de un
refrigerador, de manera que estos parámetros podrían ser variados. El montaje
experimental lo controlaron completamente por ordenador (ver figura 1.25). El EDC se
presenta como el flujo de vapor de nitrógeno a la salida a través de la sección de tubo
33
capilar de la válvula de agujas combinados, tal como se mide en un experimento
separado.
Figura 1.25: Aparato experimental (intercambiador de calor de tubería de aspiración no se muestra).
Fuente: [17]
En este experimento de nitrógeno se le permitió ampliar de 6 bar a la presión
atmosférica a temperatura ambiente normal. Todos los componentes se encontraban en
posiciones originales, tubos de conexión se mantuvieron cortos y con diámetros internos
cercanos al sistema original, entre ellos nos dice que ―a una carga demasiada baja, el
sobrecalentamiento del evaporador aumenta. Con una carga demasiado elevada, la línea
de aspiración se convirtió en frío‖, conduciendo en los dos casos a un mayor consumo
de energía, así también, ―con una EDC demasiada baja, el sobrecalentamiento del
evaporador aumenta, de modo que, esto lleva a un aumento del consumo de energía. Sin
embargo, la máxima EDC el consumo de energía se mantuvo sin cambios‖, explicando
este fenómeno como un proceso en el que la redistribución se da más rápido,
compensando de esta manera el aumento que se da en la pérdida de estrangulamiento
[17].
En trabajos anteriores los mismos autores en el 2006 [18] estudiaron en
condiciones transitorias, es decir durante el encendido/apagado ya que se puede
identificar de mejor forma las pérdidas que se dan en el sistema. Se presenta, la
34
distribución de carga de masa de refrigerante en un refrigerador doméstico de ciclo de
manera constante. En detalle, se muestra cómo la carga se desplaza en el compresor en
arranque y parada. La técnica de medición de la masa descrita por Björk [18] fue
utilizada para las determinaciones de carga. Este método combina la técnica de captura
de refrigerante por medio de válvulas de cierre rápido con las ecuaciones de estado
(relación p-v-T).
Como se alcanza el equilibrio termodinámico (es decir, a la temperatura ambiente)
miden la presión y la temperatura. Finalmente, la densidad se obtiene a partir de la
relación P-V-T y la masa se calcula de acuerdo con: m=V/v. Utilizando este método
encontraron dos perdidas, que se dan en el sistema, en condiciones transitorias, ―la
primera en el desplazamiento de refrigerante después de un arranque y parada del
compresor afectando en este caso al rendimiento general del sistema. La segunda
pérdida se da cuando el compresor está activo, en el período de carga térmica de los
intercambiadores de calor, es más alta de lo que sería para un sistema controlado de
forma continua (compresor de velocidad variable)‖. De esta manera, se registraron en
general, pérdidas de eficiencia de 5-37% [18], de manera que, se consideran perdidas
muy altas para el funcionamiento del sistema.
Figura 1.26: Las tarifas de masa de refrigerante en el sistema de refrigeración durante el
encendido/apagado ciclo. Fuente: [18]
Como puede verse en la figura 1.26, los mayores desplazamientos de carga se
producen inmediatamente después de un arranque del compresor y también de parada.
35
Esto se explica por la redistribución de período y el período de apagado de migración.
En la figura 1.27, se muestran las temperaturas asociadas. Las temperaturas de
evaporación y condensación que se muestran se derivan de presiones. La diferencia
entre estas temperaturas y las temperaturas de la superficie de medición se puede
explicar por las posiciones de tomas de presión (aguas arriba en el condensador y en el
evaporador aguas abajo) y por la resistencia térmica en las paredes del intercambiador
de calor.
Figura 1.27: Las temperaturas durante el ciclo de encendido/apagado. Fuente: [18]
En detalle, se muestra cómo el refrigerante se desplaza temporalmente en el
arranque hacia el condensador. Encontraron que este desplazamiento de cargo creó un
estado subenfriado en la entrada del tubo capilar, se aceleró el proceso de redistribución
de vuelta al evaporador. Esta recarga del evaporador se encontró que puede ser rápido,
siempre y cuando la condición de entrada del tubo capilar sea subenfriado y luego más
lento como la condición de entrada que se convirtió en dos fases. El sobrecalentamiento
del evaporador finalmente desapareció después de 3min. Cuatro tipos de pérdidas
fueron reconocidos debido a la activación/desactivación del ciclo. En total, se estima
36
reducir la eficiencia en un 9% y la capacidad en un 11%, la mayoría de las cuales
causada por intercambiadores de calor indebidamente cobradas al arranque del
compresor.
A pesar de sus limitaciones, este estudio sugiere que un mayor aumento de la
eficiencia es posible, al menos durante el arranque, en el que se necesita un tiempo
considerable (3 min en el presente caso) para activar completamente el evaporador (el
tiempo de recalentamiento a desaparecer). Posibles formas de acelerar este proceso sin
aumentar el coste (es decir, compresor de velocidad variable o una válvula de
prevención de la migración) podrían ser para disminuir el volumen interno del
evaporador (para la placa del evaporador una línea de refrigerante más corto o de la
sección transversal más pequeña) y para disponer la línea de refrigerante en una
pendiente descendente. Sin embargo, tales cambios de diseño deben ser cuidadosamente
evaluados con respecto a la caída de presión y las características de transferencia de
calor [18].
Figura 1.28: Distribución de carga de refrigerante en masa. Fuente: [36]
37
Björk y Palm [17] determinaron la longitud del tubo capilar y cantidad de carga
para un refrigerador doméstico, debido a que es limitado hallar un método más
sofisticado para el posible ahorro de energía y para el procedimiento de optimización se
necesitan correlaciones más rápidas y precisas. En el mismo año dichos autores [36]
presentan resultados experimentales de la distribución de carga de masa de refrigerante
en un tubo capilar estrangulado sistema de refrigeración en estado estacionario en
condiciones de carga variada. Los resultados del experimento variaron la temperatura
ambiente, la carga del condensador y el aumento de carga de vapor del compresor
mientras que la carga del evaporador disminuye al aumento de la carga térmica. La
variación de carga más grande se encuentra en el evaporador. De la más baja a la más
alta carga térmica de la carga en este componente se reduce más de un 30%.
El aumento de carga del compresor se explica por el aumento de la presión de
evaporación (densidad del gas). El aumento de carga del condensador se explica por el
aumento de presión del condensador, lo que aumenta la densidad del gas y disminuye la
fracción de huecos (ver figura 1.28). Sin embargo, la gran disminución de la carga del
evaporador se explica por un aumento de la calidad de entrada y un aumento del flujo
de masa. En general, los resultados indican un robusto sistema de refrigeración que
rebaja a la carga térmica variada sin sobrecalentamiento o subenfriamiento observada en
la gama de las condiciones ensayadas, sugieren un tubo capilar estrangulado, con una
temperatura de condensación flotante, puede operar grandes variaciones de carga sin
llegar a desestabilizarlo, al igual que un sistema de control de dispositivos de expansión
termostática más sofisticado [36]. Boeng y Melo en el 2012 [34] usaron una
metodología que reduce al mínimo el consumo de energía, a través del método de
métrica variable, predice el punto de trabajo óptimo correctamente, ya que correlaciona
el diámetro del tubo y la carga de refrigerante. Diseñaron y construyeron un aparato
experimental para asignar el consumo de energía de un refrigerador doméstico sometido
a varias combinaciones de carga de refrigerante y la restricción de expansión. Luego la
restricción de la expansión impuesta por el tubo de la válvula-capilar par medición se
convirtió en un diámetro de tubo equivalente aplicando dos procedimientos diferentes:
flujo de nitrógeno seco y modelado matemático. El refrigerador en estudio está a cargo
de 47g de HC-600a, montado con un 0,70 mm (ID) tubo capilar y consume
38
50,9kWh/mes. Proponen un tubo de 0,7 mm (ID) capilar, una carga de refrigerante de
51,2 g y un consumo de energía de 50,7 kWh/mes. Así pues, cabe concluir que este
producto en particular está bien equilibrado en términos de tubo capilar y carga de
refrigerante. Las imágenes capturadas por una cámara de alta velocidad en la entrada del
tubo capilar revelaron la presencia de burbujas de vapor, incluso con cierto grado de
subenfriamiento, lo que indica un flujo de no equilibrio termodinámico compuesto de
líquido subenfriado y vapor saturado [34].
El método métrico variable se utiliza para minimizar el consumo de energía. El
método es simple, robusta y eficaz, predice correctamente el punto de funcionamiento
óptimo, tanto para el refrigerador en estudio y para el utilizado por Björk y Palm
Poggia, Tejeda, Leducq, y Bontemps en el 2008 [35] presentan una revisión de
los estudios de carga de refrigerante en una planta de refrigeración (metodologías de
medición de la carga, las correlaciones fracción vacía y los valores característicos para
diversas tecnologías). También evalúa la influencia de la carga de refrigerante en el
coeficiente de rendimiento (COP) y en la capacidad de refrigeración. Sugieren dos
opciones la primera, la carga de refrigerante de un sistema de refrigeración depende del
volumen interno de sus equipos que constituyen: tuberías, intercambiadores de calor,
compresor, receptores de líquido y varios accesorios (Bomba, válvula de expansión,
filtros); además, la segunda también depende de las características del refrigerante, sus
estados y la presión de trabajo a nivel físico del sistema. La carga óptima también
depende de la temperatura de evaporación. Goswami (2001) muestra que, una reducción
de la carga total del 10% genera una reducción de la capacidad de enfriamiento de 3,5%
y un aumento de COP de 2% con respecto a la carga que da un COP máximo. La
medición de la masa de refrigerante se refiere especialmente a los intercambiadores de
calor, ya que son las partes del equipo en el que es el más difícil saber la carga de
refrigerante debido al estado de dos fases.
Muchos estudios han presentado diferentes técnicas para la medición de la masa.
Dos categorías principales de procedimientos pueden ser notados. La mayor parte de las
técnicas que utilizaron un parecido de cierre rápido técnica de válvulas'' en el que los
componentes se aíslan y se retira el refrigerante que deben medirse. Sin embargo, las
39
técnicas para quitar y para evaluar la masa de refrigerante difieren según los estudios. El
inconveniente de este tipo de procedimiento es que es necesario establecer condiciones
de estado estacionario repetidas.
Figura 1.29: Protocolo de medición de la carga de refrigerante en el condensador: (a) La captura del
refrigerante en el condensador. (b) La migración de refrigerante al receptor. (c) Cierre del receptor y
con un peso de la masa de refrigerante. (d) El refrigerante se devuelve al condensador. Fuente: [35]
Este método permite la carga de refrigerante en el componente a ser conocido en
un momento dado. Incluso si se utiliza preferentemente para condiciones de estado
estacionario, esta técnica permite medir la evolución temporal de la carga de
refrigerante en el intercambiador (ver figura 1.29). Por lo tanto una reducción de la
carga en los sistemas es un objetivo importante a alcanzar. Esta reducción también es
importante para los refrigerantes naturales, tales como hidrocarburos y amoniaco por
motivos de seguridad, sugieren en particular, utilizar intercambiadores con pequeño
volumen interno. De hecho, los intercambiadores compactos (por ejemplo basado en la
tecnología de canal pequeño) permiten un beneficio considerable sin disminución de
rendimiento. La minimización de carga total pasa por el rendimiento, durante la carga
del sistema, de las cantidades de refrigerante mínimas necesarias para el funcionamiento
del sistema.
Desde un punto de vista global, las opciones técnicas favorables para cargar
reducción son (i) el uso de sistemas con refrigeración secundaria en lugar de la
40
refrigeración directa, (ii) el uso de evaporadores de expansión directa alimentados en
lugar de evaporadores inundados, (iii) el uso de refrigeración hidrocarburos, amoniaco o
CO2 como refrigerante, y (iv) el uso de intercambiadores compactos. Sin embargo, ―el
diseño de los sistemas tiene que considerar tanto la reducción de la carga y su impacto
en el efecto indirecto de efecto invernadero‖ [14].
Pero dichos autores manifiestan que la reducción de la carga todavía se puede
mejorar utilizando una válvula de expansión electrónica (EEV) [37][39]. Choi y Kim
[37] indicaron que el rendimiento del sistema de EEV es mucho más alto en
comparación con el sistema de tubo capilar, en este estudio investigan, los efectos de la
carga de diseño de refrigerante fuera del desempeño de la bomba de calor de agua
mediante la variación de la cantidad de carga de refrigerante de -20% al +20% de la
carga completa en un estado estable, el funcionamiento en modo de refrigeración con
dispositivos de expansión de tubo capilar y EEV. Las características de la bomba de
calor con una EEV se comparan con aquellos con un tubo capilar. Para que un sistema
de bomba de calor sea eficiente, el compresor debe tener una alta eficiencia y ser
optimizado bien con otras partes. Además, la cantidad de carga de refrigerante en la
bomba de calor es otro parámetro que influye en el consumo de energía primaria. La
bomba de calor se debe cargar con una cantidad óptima de refrigerante con el fin de
operar con un alto rendimiento durante su vida útil. Sin embargo, es difícil determinar la
carga óptima debido a su dependencia de los parámetros de funcionamiento y
dispositivos de expansión de la bomba de calor.
La selección adecuada y el funcionamiento de un dispositivo de expansión es el
factor más importante desde el punto de vista de capacidad y control del sistema. El
montaje del experimento fue diseñado para medir el rendimiento del agua para regar la
bomba de calor en condiciones de operación variables. La capacidad de enfriamiento
nominal de la bomba de calor probado fue de 3,5 kW, y el fluido de trabajo era R22. El
agua fue seleccionada como fuente de calor y el disipador para el sistema de bomba de
calor debido a su simplicidad de las medidas de capacidad. Como resultado, se encontró
que el sistema de tubo capilar era relativamente sensible a la carga de refrigerante y las
condiciones de carga al aire libre.
41
La figura 1.30 representa el recalentamiento a la salida del evaporador en
función de la carga de refrigerante. El sobrecalentamiento se reduce a medida que la
carga de refrigerante aumentado debido a un aumento de la masa en los tipos de flujo a
través del evaporador. Además, el recalentamiento disminuyó con el aumento de la
temperatura del agua que entra en el condensador. El sobrecalentamiento se mantuvo a
casi cero para +10% y +20% de la carga completa. Para el sistema de EEV, el
recalentamiento era casi constante para todas las temperaturas de agua que entran en las
condiciones de carga del condensador y como se muestra en la figura 1.31.
Figura 1.30: Las variaciones de recalentamiento con la carga de refrigerante en el sistema de tubo
capilar. Fuente: [37]
42
Figura 1.31: Variaciones de recalentamiento con la carga de refrigerante en el sistema de EEV. Fuente:
[37]
Por lo tanto, se puede concluir que se puede optimizar el rendimiento de la
bomba de calor en condiciones fuera de diseño, manteniendo un recalentamiento
constante mediante el control de la apertura de la EEV. Manifiestan no generalizar estos
resultados, debido a las diferencias en la configuración del sistema, ya que utilizaron un
único sistema de bomba de calor [37].
Los autores Mao-Yu y Ching-Yen en el 2005 [39] reportaron una investigación
experimental de la transferencia de calor y el comportamiento de caída de presión del R-
290, R-600 y R-290/R-600 en las tres líneas de serpentín de 2,46mm de diámetro.
Midieron los coeficientes de transferencia de calor y las características de caída de
presión para una gama de flujo de calor comparado con el refrigerante R134a. Los
coeficientes de transferencia de calor aumentan de manera constante con el flujo de
calor. Los resultados muestran que el flujo de ebullición coeficientes de transferencia de
calor para el ―R-290, R-600, y R-290/R-600 son 1,66 a 1,96 veces, desde 1,28 hasta
1,38 veces y 1,57 a 1,88 veces mayor en comparación con las de R-134‖
respectivamente, en igualdad de calor y flujos de masa. Como el caudal de masa de
refrigerante aumenta, la caída de presión también aumenta. Se puede observar que la
caída de presión por fricción del flujo de dos fases para el R-600, R-290/R-600 y R-290
son aproximadamente 1,41 a 0,60 veces, desde 1,32 hasta 1,50 veces y 1,22 a 1,40
veces menor en comparación con la de R-134a‖ respectivamente.
43
Los resultados experimentales compararon con varias correlaciones que predicen
la transferencia de calor por evaporación, dando un buen acuerdo con los datos
experimentales [39]. En cambio los autores Seixlack y Barbazelli en el 2008 [53]
realizaron un análisis numérico de flujo de refrigerante a lo largo de los tubos capilares
no adiabáticos utilizando un modelo de dos fluidos.
Este modelo se emplea para la región de flujo de dos fases, tomaron en cuenta la
hidrodinámica y el no-equilibrio termodinámico entre las fases de líquido y vapor.
Establecieron que el punto de inflamación del refrigerante es alcanzado dentro de una
distancia cercana del tubo capilar de salida, y el modelado de la región de flujo de dos
fases tiene poca influencia en el resultado global. A pesar de esto, el mejor acuerdo
entre los resultados del modelo de dos fluidos y los datos experimentales, en
comparación con el modelo homogéneo se atribuye a la inclusión de las relaciones de
cierre adecuados, que permiten una representación más adecuada del flujo de dos fases.
El autor O. Valladares en el 2006 [14] realizó una simulación numérica y
validación experimental de tubos capilares adiabáticos en espiral, menciona que a pesar
de la simplicidad, el flujo en el interior de un tubo capilar es complejo. En algunas
aplicaciones prácticas, los tubos capilares se enrollan para ahorrar espacio y el efecto
del enrollamiento afecta el flujo de fluido dentro de ellos, de manera que aseguraron que
las dimensiones del tubo capilar juega un papel importante en la decisión de su
contribución a las prestaciones del sistema de refrigeración.
El modelo numérico se ha desarrollado por medio de un análisis unidimensional
de las ecuaciones gobernantes (continuidad, cantidad de movimiento, energía y
entropía). Condiciones metaestables tanto líquidos como regiones de dos fases se han
tenido en cuenta. Por otra parte, debido a que el modelo numérico se basa en la
aplicación de las leyes físicas, es posible extrapolar con mayor confianza a otros fluidos,
mezclas y condiciones de funcionamiento, de modo que permita utilizar el modelo
desarrollado como una herramienta importante para diseñar y optimizar este tipo de
sistemas [14][15][16].
44
1.2.5 Distribución de flujo de aire
Es importante determinar la temperatura y velocidad de aire idóneas, para que exista
una buena conservación y buen control de calidad de los alimentos. Estudios realizados
indican que un abuso acelerado de temperatura de al menos 5°C durante
aproximadamente 10 min puede duplicar el crecimiento de ciertas bacterias [20].
En refrigeradores sin ventilación, observan a menudo una fuerte heterogeneidad
de temperatura, en las zonas calientes (riesgo sanitario) y zonas frías (riesgo bajo cero)
debido a la baja circulación de aire [21]. Para el estudio utilizan el refrigerador estático
sin ventilación dada las ventajas que este representa por el mínimo consumo de energía,
la razón principal se debe a que la transferencia de calor se da por convección natural
[19][20][21]. Laguerre, Amara, Moureh y Flick en el 2007 [21] estudiaron los efectos
de los obstáculos en los perfiles de velocidad, con el objetivo práctico de predecir las
zonas calientes y frías, solamente el compartimento de refrigeración estudiaron durante
tres configuraciones: la nevera vacía, refrigerador equipado con estantes de cristal y
refrigerador cargado por producto. Utilizaron métodos experimentales como numéricos.
El objetivo fue cuantificar la distribución de temperatura y velocidad del aire en el
compartimento de refrigeración en la presencia de obstáculos (estanterías y productos) y
comparar los resultados con los obtenidos utilizando un compartimiento vacío.
En la figura 1.32 presenta el campo de temperatura del aire en el plano de
simetría obtenida por simulación sin tener en cuenta la radiación (entre las paredes
internas de los compartimentos de refrigeración, estantes y la superficie del producto).
Observaron que, en general el campo de temperatura es similar a la presente cuando se
toma en cuenta la radiación (una zona fría en la parte inferior y una zona caliente en la
parte superior). Sin embargo, la estratificación es más pronunciada sin radiación, y esto
lleva a una temperatura más alta en la parte superior de la cavidad. De hecho, para un
refrigerador vacío, la temperatura máxima se eleva de 8 °C (con radiación) para 15 °C
(sin radiación). Este aumento de temperatura puede explicarse por el hecho de que, sin
radiación, no hay intercambio de calor entre la pared superior caliente y las otras
paredes más frías es, particularmente la pared del evaporador. Esto contribuye a una alta
temperatura de aire en la posición superior. Cuando se toma en cuenta la radiación, el
intercambio de calor entre la pared superior y las otras paredes tiende a reducir la
45
temperatura de la pared superior y por lo tanto reduce la temperatura del aire cerca de
esta pared. Por tanto, es necesario tomar en consideración la radiación en la simulación
con el fin de describir mejor los fenómenos que ocurren en refrigeradores domésticos.
De manera que, indicaron que los obstáculos influyen en la circulación de aire principal
a lo largo de las paredes y la zona central, ya que fueron confirmados por los valores
máximos de temperatura del aire que obtuvo: 8,2 °C para un refrigerador vacío y sin
estantes y 9,1 °C para un refrigerador con estanterías y nevera cargados de productos
[21].
46
Figura 1.32: Temperatura campo (radiación no se tiene en cuenta): (a) simetría de la nevera vacía; (b)
simetría del refrigerador equipado con estantes de vidrio; (c) simetría del frigorífico cargado con el
'producto de prueba"; (d) en el plan situado en 8 cm desde la pared lateral de la nevera cargado con
productos. Fuente: [21]
Laguerre, Amara, Mojtabi, Lartigue y Flick en el 2008 [19] llevaron a cabo un
experimento utilizando un modelo de refrigerador en el que el calor se transfiere por
convección natural, utilizaron un sistema de PIV para la medición de la velocidad del
aire.
El dispositivo óptico de base para el sistema de PIV se presenta en la figura 1.33.
Se compone de un doble pulso Laser fuente (modelo Quantel-Big Sky CFR400-1000
Watts), que produce una lámina de luz por un corto período por el ayudante de la lente.
Una cámara de vídeo CCD (1028x1024 píxeles, Sensi-Cam 12 BIT Imaging
refrigerado) colocado perpendicular a la hoja láser permite que las imágenes de los
desplazamientos de las partículas de humo. Varias imágenes fueron tomadas y que se
utilizaron para calcular la velocidad del aire.
47
Figura 1.33: (a) PIV (velocimetría por imágenes de partículas) del sistema para la medición de la
velocidad del aire y (b) intervalo de tiempo entre un par de imágenes (3,5 ms) y entre dos parejas (250
ms). Fuente: [19]
Un flujo de aire circular es observado en la cavidad: el aire fluye hacia abajo
cerca de la pared fría y hacia arriba cerca de la pared doble de vidrio situada
opuestamente. Hay también un débil flujo de aire horizontal desde el doble cristal a la
pared fría. La velocidad máxima del aire se observó cerca de la parte inferior de la pared
fría. Se observó flujo no estacionario con recirculación de aire en la parte inferior del
modelo de refrigerador. El aire es estancado en la parte superior de la cavidad (ver
figura 34).
48
Figura 1.34: Campo de velocidad del aire en el plano de simetría del modelo refrigerador: (a) vector de
velocidad de la caja vacía, (a’) magnitud de la velocidad de la caja vacía, (b) vector de velocidad de
casos llenó y (b’) magnitud de la velocidad del caso llenó. Toda la pared fría mantenida a 0 ° C. Fuente:
[19]
En la parte superior del modelo de refrigerador, donde el aire se estanca, se
observa la alta temperatura. Aseguraron que el aire estancado en la parte superior de la
cavidad tiene una velocidad de 0,04m/s. En la parte inferior, donde se observa el flujo
de aire no estacionario, la temperatura es baja y hay más fluctuaciones, con una
velocidad de 0,02m/s.
La influencia en la velocidad del aire es más importante cerca de la pared fría
que cerca de la pared de vidrio situado opuestamente. Cuanto menor sea la temperatura
de la pared fría, mayor es la velocidad del aire a lo largo de esta pared. La velocidad del
aire es más homogéneo que el modelo de refrigerador está lleno de obstáculos. El
conocimiento de la circulación de aire y la transferencia de calor en el refrigerador
puede contribuir a la mejora del diseño de los aparatos. Además, este conocimiento
puede ayudar a los consumidores a utilizar mejor su refrigerador [19].
Cualquier configuración estudiada, observaron que existe altas temperaturas de
aproximadamente de 5°C más alta que la temperatura media del aire, por lo que es
49
importante evitar colocar productos sensibles en esta posición. La circulación de aire se
induce cerca del evaporador y las paredes laterales. Sin embargo, en la región del
núcleo, donde se almacena alimentos, hay velocidades bajas, que no aseguran marcada
transferencia de calor por convección entre el aire y los productos [20]. Los productos
alimenticios no deben perturbar la capa límite cerca de la pared del evaporador [19].
Laguerre y Flick en el 2004 [20] analizaron la transferencia de calor por
convección natural en los refrigeradores domésticos sin ventilación, realizaron una
revisión de la literatura de la convección natural en una cavidad vacía, entre las placas
verticales y aire, y entre un cilindro y el aire, con el fin de obtener una visión de los
mecanismos de transferencia de calor. Proponen un modelo con el fin de cuantificar el
intercambio de calor por convección, conducción y radiación en un refrigerador típico;
la temperatura del aire media prevista y la capacidad de refrigeración está cerca de los
valores experimentales.
El modelo, que incluye la convección natural entre el evaporador y el aire y
entre las paredes y el aire, la radiación entre las paredes, y la conducción dentro
de las paredes, le da una buena aproximación de la capacidad de refrigeración
requerida y la temperatura del aire. Este modelo sobreestima ligeramente las
temperaturas de la pared.
La presencia de capas límite laminares cerca del evaporador y las paredes
laterales, dentro de la misma, hay una zona de unos pocos milímetros de ancho
en el que la temperatura está por debajo de 0ºC. Por lo tanto, la colocación de los
alimentos en esta zona puede causar congelación. Fuera de las capas límite, el
aire es prácticamente estancado. Esto significa que la circulación de aire se
induce cerca del evaporador y las paredes laterales. Sin embargo, en la región
del núcleo, donde se almacena comida, hay velocidades bajas, que no aseguran
marcada transferencia de calor por convección entre el aire y los productos.
La diferencia de temperatura entre los niveles superior e inferior del refrigerador
puede ser estimado como un medio del gradiente de temperatura entre las
50
paredes laterales y el evaporador. En este tipo de refrigerador los alimentos
sensibles no deben almacenar en el estante superior.
Se requiere un tiempo relativamente largo para refrigerar productos calientes.
Este tiempo se puede estimar mediante el uso de un modelo simple de
convección natural alrededor del producto y la conducción en el interior del
producto.
Sugieren la continuación de los análisis presentados en su trabajo, indican que es
interesante estudiar la transferencia de calor en el interior del refrigerador, tomando en
cuenta los ciclos de encendido y apagado del compresor. Además, un modelo
tridimensional más complejo podría ser desarrollado con el fin de predecir la
distribución de la temperatura en el interior del compartimento de refrigeración [20].
1.2.6 Gabinete y Aislante
En la construcción de los refrigeradores domésticos es importante el aislamiento
térmico, para mantener por dentro un volumen interior técnicamente acondicionado
[54].
Los autores Yoon, Seo y Kim en el 2012 [23], presentan una estrategia para la
optimización de espesor de aislamiento de un refrigerador-congelador doméstico, esta
propuesta fue validada al utilizar el circuito de derivación y el ciclo de doble bucle,
como se muestra en la figura 35 mediante el modelo de simulación, así como la relación
cuantitativa entre la CP y el espesor del aislamiento. La medición del COP propuestos
en un RF doméstica, la relación de carga de calor entre el R y F-compartimiento debe
decidirse adecuadamente considerando la relación de la COP del compartimiento F-R
con el fin de minimizar el consumo de energía de los FR domésticos. Por lo tanto, es
esencial para medir la CP de cada compartimento para determinar el espesor óptimo de
aislamiento. Sin embargo, es muy difícil de medir la CP de cada compartimento por
separado porque F-y R-operaciones del ciclo de refrigeración convencional se realizan
simultáneamente.
51
Además, la capacidad de refrigeración de cada compartimento no puede medirse
directamente, ya que el ciclo de refrigeración está instalado en el gabinete de RF. Por lo
tanto, se propone un método de medición para la CP de cada compartimento en varios
ciclos de refrigeración [23].
Figura 1.35: Diagramas esquemáticos (a) ciclo paralelo y (b) ciclo de doble bucle. Fuente: [23]
Demostraron que los consumos de energía para el circuito de derivación y el
ciclo de doble bucle se redujeron en 5,7% y 6,1%, respectivamente, mediante la
aplicación de la estrategia de optimización propuesta con la CP fijo y el volumen
interno de cada compartimento [23]. Sugirieron que como las partes de R-
compartimiento era más alto que los demás, el espesor de aislamiento de la R-
compartimiento debe reducirse con la condición de volumen interno constante en
relación con cada compartimento, pero se debe añadir en el F-compartimiento con el fin
de compensar la CP comparativamente inferior del F-compartimiento. También
estudiaron el impacto de la eficiencia del compresor y el volumen en el costo total del
sistema y el rendimiento. Demostraron que existe una estrecha relación entre el costo
óptimo y el consumo óptimo de energía: en el caso de que el coste de implantación
52
mínimo es 5% inferior a la línea de base, el consumo óptimo de energía sería un 14%
inferior a la contraparte de referencia si se realizó el costo fijo [23].
Existen soluciones de materiales para el aislamiento térmico en un refrigerador
de uso doméstico, uno de ellos se presentan con los aerogeles para la construcción de
aplicaciones, así como también el progreso que han ido teniendo los VIPs en la
tecnología de la construcción en un tiempo largo ya que han sido mejorados y hoy en
día son una alternativa. En general, los VIP obtienen una conductividad térmica mucho
menor, y reduciendo fuertemente el espesor aplicado del material de aislamiento
térmico, pero esta se incrementará a través del tiempo debido a la penetración de O2 y
N2. Aún más, dañando el sobre aumentará la conductividad térmica de los VIPs en
general a la de la sílice de pirólisis, por ende estarán muy por encima de la
conductividad térmica de los aerogeles de sílice. Tanto el aire y el vapor de agua dentro
del núcleo contribuyen a la conductividad térmica [45][46]. Sin embargo con el fin de
mantener su baja conductividad lo largo de los años, es decir, para mantener la presión
del gas por debajo de 1mbar, utilizo un captador de tubo.
Los avances en la comprensión del transporte térmico en VIPs, la influencia del
gas, la ingesta de humedad, el control de calidad estricto y la disponibilidad de sensores
simples y rápidos, han fortalecido la confianza como una innovación técnica. Fricke,
Heinemann y Ebert [26] predicen una conductividad térmica del VIP que se mantenga
por debajo de 0.008Wm-1K-1 incluso después de 50 años de uso. Varios materiales
pueden ser utilizados como relleno para los VIPs: fibras, polvos o espumas. Materiales
porosos nanoestructurados son preferibles, ya que son los menos sensibles cuando la
presión aumenta [26]. Sin embargo, los laminados de alta barrera especiales o
polietileno (PE) recubierto con Al-láminas demostraron ser ventajoso con respecto a la
flexibilidad en el proceso de producción y los costes, permitiendo prolongar la vida de
los VIPs.
La penetración de N2 y O2 en el VIP, que se produce preferentemente a través de la
junta de borde o defectos puntuales conduce a una degradación del rendimiento del VIP
con el tiempo. A pesar de los revestimientos, la penetración de agua a través del propio
53
laminado conduce a una presión y aumento de la masa con el tiempo [22]. Tanto el aire
y el vapor de agua dentro del núcleo contribuyen a la conductividad térmica.
Sin embargo, dichos autores realizan una lista de tareas pendientes como el: desarrollar
aún mejores laminados, que permiten el uso de materiales de núcleo más baratos;
desarrollar sensores RFID, que se pueden leer sin necesidad de contacto térmico directo
con la superficie del VIP; y seguir promoviendo la integración de los VIPs en los
sistemas de aislamiento para la protección y la más simple aplicación en el proceso de
construcción.
Los aerogeles son considerados como uno de los materiales de altas prestaciones de
aislamiento térmico más prometedores para la creación de aplicaciones en la actualidad.
Las notables propiedades de los aerogeles son debido a su extraordinaria estructura
física y química, que es el resultado de un proceso de producción avanzado y
complicado, en general, los aerogeles tienen una alta superficie específica, una densidad
aparente muy baja y un índice de refracción bajo. La síntesis de (sílice) aerogeles se
puede dividir en tres pasos generales: preparación de gel por los procesos de sol-gel,
envejecimiento del gel en su solución madre para evitar que el gel reduzca el tamaño
durante el secado, y secado del gel en condiciones especiales para prevenir la estructura
del gel a colapsar.
La conductividad térmica intrínseca sólido de sílice densa es relativamente alta,
pero los aerogeles de sílice tienen sólo una pequeña fracción de sílice sólida en
propiedades ópticas, tienen propiedades ópticas interesantes. La radiación está con una
longitud de onda entre 380 y 780 nm).
Los aerogeles de sílice también pueden tener un alto grado de transparencia en el
espectro infrarrojo, es decir, una TIR de 0,85. Poseen propiedades acústicas
Los aerogeles tienen una conductividad gaseosa baja y una transmisión
infrarroja radiante baja TIR [55]. Los aerogeles de sílice son reflectores excepcionales
de sonido audible, haciendo excelentes materiales de barrera, no son inflamables y no
reactivos, utilizan como material protector de fuego [22]. Es uno de los materiales de
aislamiento térmico más prometedor de las últimas décadas. Puede llegar a tener una
54
conductividad térmica de 2 a 2,5 veces menor que la lana mineral convencional. El alto
potencial de los aerogeles se puede encontrar sobre todo en su translucidez y
transparencia posible, ya que pueden proporcionar un gran ahorro energético [22].
Nuevos materiales como aislamiento térmico, siguen estudiando, como los
paneles llenos de gas verde (GFP) [25], se puede ver como otro material de aislamiento
térmico. Sin embargo, su eficacia puede ser cuestionada [22].
55
1.3 Conclusiones
Las investigaciones realizadas en todo el sistema de refrigeración doméstica se ha
expuesto en este documento. Estas indagaciones analizadas, indican que se puede lograr
un mayor desempeño en el sistema de refrigeración doméstica no solo en sus
componentes sino también en su refrigerante, el mismo que remplazarlo ya no es una
opción sino un requerimiento, que es ampliamente investigado, y que ha encontrado en
los HC las características desea como refrigerantes alternativos llegando a constituirse
en una realidad prometedora, que a pesar de ser inflamables, su uso no representa mayor
peligro, no obstante se debe realizar más investigaciones en cuanto a sus parámetros de
operación y técnicas de seguridad atendiendo a normas internacionales para que su
implementación se la pueda realizar de forma masiva y segura a nivel local y mundial.
Es importante manifestar que en su mayoría de las mejoras que han realizado,
todavía no se han implementado en su totalidad a nivel mundial, debido a sus costos que
variarían, pero debido a las exigencias medio ambientales estas están en proceso de
fabricación con las optimizaciones que se van obteniendo a medida que se establecen
estudios sobre la eficiencia energética en estos sistemas. En general todos los enfoques
que se realicen para la optimización o el estudio de todo el sistema de refrigeración
doméstica se deben considerar puntos importantes como: el impacto que este puede
tener en la eficiencia del compresor, el costo total del sistema mejorado, el cual no debe
marcar mucha diferencia y sobre todo el rendimiento que este pueda llegar a tener, de
manera que estos factores son importantes para minimizar el consumo de energía, y
sobre todo para reducir por completo el deterioro a la capa de ozono, provocado por el
refrigerante.
Mejorar la eficiencia en un sistema siempre será un desafío y una actividad
constante que seguirá desarrollándose con el transcurso de los años, motivo por el cual
este artículo presenta una base para futuras investigaciones y espera que estos
conocimientos sean transmitidos, mostrando a su vez que los cambios se están dando y
que aún queda mucho camino por recorrer en cuanto a los sistemas de refrigeración
doméstica.
56
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Energy Build., vol. 22, no. 3, pp. 219–231, 1995.
[55] K. Ramakrishnan, A. Krishnan, V. Shankar, I. Srivastava, A. Singh, and R. Radha,
―Modern aerogels,‖ Date Last Accessed, vol. 27, 2008.
61
2. ANÁLISIS DE SISTEMAS DE REFRIGERACIÓN QUE
UTILIZAN REFRIGERANTES HIDROCARBUROS
2.1 Introducción
La refrigeración es el proceso que se realiza para enfriar por debajo de la temperatura
ambiente una sustancia y mantenerla fría por un periodo determinado de tiempo, dicho
proceso es una transferencia de calor de la sustancia a enfriar hacia otra sustancia de
menor temperatura, la misma que recibe el nombre de fluido frigorífico o conocido
usualmente como refrigerante [56].
Refrigerantes como los clorofluorocarbonos (CFC), los hidroclorofluorocarbonos
(HCFC) y los hidrofluorocarbonos (HFC) han sido utilizados en los últimos años, por
sus excelentes propiedades termodinámicas, no inflamabilidad y no toxicidad, pero
desafortunadamente, varias investigaciones han demostrado que dichas sustancias son
los responsables del agotamiento de la capa de ozono y el aumento en el calentamiento
global, debido a que estos contienen elementos halogenados como el cloro en su
estructura molecular, que en estado libre puede migrar a la estratosfera donde reacciona
con el ozono y deteriora la capa protectora de la tierra [57][58][59]. Razón por la cual
su producción y uso ha sido regulada por tratados internacionales como el Protocolo de
Montreal y el de Kioto, abriendo de esta forma un campo de investigación en la
búsqueda de refrigerantes ambientalmente amigables, los mismo que se han
desarrollado de forma masiva en los últimos años y que han encontrado respuestas
favorables a estos requerimientos en los hidrocarburos (HC)
2.2 Comparación de las propiedades ambientales de los
hidrocarburos
En la actualidad una de las propiedades más importantes para el desarrollo y selección
de refrigerantes es el impacto ambiental que este puede producir en el medio ambiente,
62
siendo necesario por los tratados antes mencionados que estos posean bajo o nulo
potencial de agotamiento del ozono (ODP), bajo potencial de calentamiento global
(GWP) y que además puedan evitar el incremento de la radiación ultravioleta.
2.2.1 Potencial de agotamiento del ozono (ODP)
Es el poder destructivo o de agotamiento del ozono que tiene una sustancia, la misma
que se cuantifica tomando como valor de referencia al R-11, que posee un valor de 1.
Sustancias como los halones presentan valores de ODP alrededor de 10 mientras que en
los hidrocarburos como el propano y el butano es cero.
Tabla 2-1: Impacto ambiental de algunos refrigerantes. Fuente: [56]
TIPO DE
REFRIGERANTE REFRIGERANTE FORMULA ODP
GWP(AÑOS)
20 100 500
CFC
R-11 CCL3F 1 4.500 3.500 1.500
R-12 CCL2F2 1 7.100 7.300 4.500
R-113 CCL2F- CCLF2 0,8 4.500 4.200 2.100
R-114 CCLF2- CCLF2 1 6.000 6.900 5.500
R-115 CCLF2- CF3 0,6 5.500 6.900 7.400
HCFC
R-22 CHCLF2 0,05 4.100 1.500 510
R-123 CHCL2-CF3 0,02 310 85 29
R-124 CHCLF-CF3 0,02 1.500 430 150
R-141b CH3-CCL2F 0,1 440 150
R-142b CH3-CCLF2 0,06 1600 540
HFC
R-23 CHF3 0 12.000
R-32 CH2F2 0 220
R-125 CHF2-CF3 0 2.500 860
R-134a CF3-CH2F 0 3.200 1.200 420
R-143a CH3-CF3 0 1000
R-152a CHF2-CH3 0 510 140 47
HC R-290 C3H8 0 3 3
R-600a CH(CH3)3 0 3 3
INORGANICOS R-717 NH3 0 0 0 0
R-744 CO2 0 1 1 1
63
2.2.2 Potencial de calentamiento global (GWP)
Es la valoración al efecto invernadero, el mismo que indica cuanto aporta una sustancia
al efecto del calentamiento global, se cuantifica tomando como referencia al CO2 cuyo
valor es 1 y representa la cantidad de Kg de CO2 que deben ser emitidos a la atmosfera
para causar el mismo efecto de calentamiento global de 1 kg de la sustancia en análisis.
[1]. El GWP es calculado por periodos de tiempo correspondiente al tiempo de vida
media del gas en la atmosfera. Por ejemplo el HFC R-134a posee un GWP de 3200 en
un tiempo de 20 años mientras que para el propano y el isobutano es cero en el mismo
periodo.
2.2.3 Índice equivalente total de calentamiento (TEWI)
Considera el efecto invernadero directo, es decir, aquel que realiza la molécula de una
sustancia cuando se escapa a la atmósfera y es capaz de absorber directamente el calor
de la Tierra, e indirecto que llegaría a ser el CO2 producido en Centrales Térmicas al
quemar combustibles fósiles como el petróleo o el carbón, para producir energía
eléctrica para el frigorífico, además de las emisiones de CO2 producidas por el consumo
de energía eléctrica dentro de la operación de refrigeración [60].
2.2.4 Hidrocarburos como alternativa para eliminar CFCs y HCFCs
La búsqueda de refrigerantes con mejores características termodinámicas y relacionadas
a la seguridad ha sido un tema muy importante desde su implementación con la
aparición de la primera máquina de compresión de vapor en 1834 hasta nuestra
actualidad, así en un principio se utilizaban al éter como refrigerante y otras sustancias
que pudieran servir para el proceso de refrigeración, sin importar que estos eran tóxicos,
inflamables y algunos altamente reactivos, luego con el fin de encontrar refrigerantes
menos tóxicos y seguros, General Motors Corporation impulso la investigación de
nuevas sustancias, encontrando en 1928 al diclorodiflourmetano (R-12), el cual no era
toxico ni inflamable, comenzando así su producción, luego vendría el R-11, el R-114, el
R-22, estos refrigerantes se caracterizaban por ser seguros y duraderos [61].
Tanto los CFCs como los HCFCs además de poseer excelentes propiedades
termodinámicas eran seguros ya que no eran inflamables, sin embargo en 1973 James
64
lovelock manifiesta la existencia de refrigerantes en la atmosfera y un año más tarde
Rowland y Molina mencionan sobre el efecto de los CFC en el agotamiento de la capa
de ozono, los cuales fueron regulados por el protocolo de Montreal que se refiere a las
sustancias que agotan el ozono, iniciándose nuevamente investigaciones en materia de
refrigerantes [56].
Para ponerle fin a este problema aparecen los HFC (R-134a) que no poseen cloro
en su estructura, por ende tienen cero ODP, sin embargo, se descubrió que estos
contribuyen al efecto invernadero que es responsable del cambio climático, el mismo
que es regulado por el protocolo de Kioto, que tiene como objetivo la reducción de las
emisiones de gases de efecto invernadero, incluyendo los HFC.
Estos protocolos y convenios han sentenciado el uso y producción de los CFCs y
HFCs, poniendo de manifiesto la necesidad de encontrar refrigerantes que sean
amigables con el medio ambiente, de esta manera varios investigadores han centrado
sus estudios a los HC que a pesar de ser inflamables tienen excelentes propiedades
termodinámicas, además de poseer cero ODP y muy bajo GWP, abriendo un debate que
aun continua y del cual dependerá el futuro de los refrigerantes
Como se mencionó anteriormente una sustancia refrigerante debe cumplir con
los requisitos ambientales exigidos por el protocolo de Montreal y Kioto así se han
desarrollado varias investigaciones para encontrar sustitutos al CFC12 y CFC22. Para
ello En el 2005 Mao-Yu Wen y Ching-Yen Ho [59], investigaron las características de
transferencia de calor y caída de presión del R-290, R-600, y R-290/R-600 (55/45 % en
peso.) utilizando un banco de tubos para una gama de flujo de calor de 5-21 kW/m2,
flujo de masa de 250-500 kg/m2 s y calidad de vapor (0-0,86), los resultado
experimentales indicaron que el coeficiente de transferencia de calor de flujo de
ebullición para el R- 290, R-600, y R-290/R-600 fue 1,6 a 1,96 veces, desde 1,28 hasta
1,38 veces y 1,57 a 1,88 veces mayor que las de R-134a respectivamente. Por su parte la
caída de presión por fricción del flujo para el R- 600, R- 290/R-600 y R -290 son 1,41 a
1,60 veces, desde 1,32 hasta 1,50 veces y 1,22 a 1,40 veces menor que la de R- 134a,
encontrando que los HC poseen características aceptables para la refrigeración
65
M. Fatouh [62] realizó un análisis de simulación evaluando al propano, butano y
mezclas de HC en un amplio intervalo de temperaturas de evaporación que van de -35 a
-10°C y temperaturas de condensación de 40-60°C para reemplazar al R134a. Llegando
a concluir que el propano puro no puede reemplazar al R134a debido a sus altas
presiones de funcionamiento y bajo COP, por su parte el butano comercial presentó
mejores características pero se debía cambiar el diseño del compresor. La mezcla de
hidrocarburos con fracciones de masa de propano de 0.6 se aproximan a las
características de funcionamiento del R134a, también se estableció que el COP del
refrigerador utilizando una mezcla de HC ternario es mayor que la de R134a.
Finalmente se determinó que la mezcla de propano/isobutano/n-butano con 60% de
propano fue el refrigerante alternativo más adecuado. A.S. Dalkilic y S. Wongwises
[63] estudiaron el rendimiento teórico de un sistema de refrigeración por compresión de
vapor con diferentes mezclas refrigerantes hidrocarburos para una temperatura de
condensación de 50°C y temperaturas de evaporación que van de -30°C y 10°C y los
compararon con CFC12, CFC22, y HFC134a con el fin de remplazarlos, los resultados
mostraron que la mezcla más aceptable como posibles reemplazos son HC290/HC600a
con 40/60% en peso, para el CFC12 y HC290/HC1270 con 20/80% en peso, para el
CFC22, por su parte la mezcla R290/R600, 60:40, por fracción de masa, es una
alternativa para el R134a. Por su parte K. Mani, V. Selladurai [64] evaluaron otra
mezcla de HC, R290/R600a con 68/32% en peso, en un sistema de refrigeración por
compresión de vapor diseñado inicialmente para trabajar con R12. Los resultados
experimentales revelaron la mezcla de HC tenía un 19,9% a 50,1 % más de capacidad
de refrigeración que el R12 y el 28,6 % al 87,2 % de refrigerante R134a. Por su parte el
consumo de la mezcla R290/R600a fue mayor de un 6,8% hasta el 17,4 % que el R12.
El coeficiente de rendimiento de la mezcla fue mayor que el R12 de un 3,9% al 25,1 %
a bajas temperaturas de evaporación y un 11,8% a un 17,6% a temperaturas de
evaporación más altas. Finalmente la temperatura de descarga y la presión de descarga
de la mezcla R290/R600a estaba muy cerca de R12 llegando a concluir que esta podría
ser una alternativa para sustituir al CFC12 y HFC134a. Con el mismo objetivo de
reemplazar al R134a M. Mohanraj, S. Jayaraj [65] investigaron una mezcla R290/R600a
(45.2/54.8 en peso) en un refrigerador de 200L de capacidad, de la cual concluyeron
que dicha mezcla de hidrocarburos consume 11.1 % menos energía; 11.6 % menor
66
tiempo de descenso y la relación tiempo de encendido fue 13.2%, y presento un 3.25 a
3.6 % más alto coeficiente de rendimiento (COP). Finalmente la temperatura de
descarga fue de 8,5 a 13,4 K menor que la de R134a.
Ching-Song Jwo, Chen-Ching Ting, Wei-Ru Wang [66] investigaron la
eficiencia de un refrigerador doméstico de 440 L de capacidad que inicialmente
funcionaba con 150g de R134a, la misma que fue reemplazada con una mezcla de
hidrocarburos (R-290/R-600a con relación de 50% de cada componente). Los resultados
mostraron que el efecto de refrigeración mejoró usando la mezcla de HC. Además de
lograr un ahorro de energía del 4,4% se redujo la masa de refrigerante se en un 40%.
Sattar MA, Saidur R, and Masjuki H.H [67] investigaron al R600a y mezclas de
hidrocarburos (propano, butano e isobutano) en un refrigerador doméstico diseñado
para trabajar con R134a a una temperatura de 25 a 28°C, en la cual se determinó la
capacidad de refrigeración, la potencia del compresor, el coeficiente de rendimiento
(COP) y la relación de rechazo de calor, los resultados experimentales mostraron que el
isobutano tiene un rendimiento comparable con el R134a y que su consumo de energía
estaba alrededor de 2.131kWh/día y 2.183kWh/día frente a los 2.08kWh/día y
2.25kWh/día usando el R34a en las mismas condiciones
Cabe señalar que los HC además de ser amigables con el medio ambiente, poseen
características termodinámicas apropiadas, así lo demuestran las investigaciones en las
cuales se concluye que el efecto de refrigeración es mejorado utilizando los
hidrocarburos, además de disminuir el tiempo de encendido del compresor se reduce la
carga de refrigerante y con ello se puede mejorar el índice de eficiencia energética, tal
es el caso de M. Rasti , M.S. Hatamipour [68] quienes mejoraron el índice de eficiencia
energética de un refrigerador doméstico de 238 L al sustituir los 105g R134a con
R436A (mezcla de R290 y R600a con una relación de masa de 56/44). En dicho
experimento el compresor del refrigerador fue cargado con diferente cantidad de R436A
en el cual se estableció que la carga óptima para R436A fue de 55 g que representa una
reducción 48% en la carga del refrigerante, además de reducir el tiempo de encendido
en un 13%, ahorrando así 5.3% en el consumo de energía por día, lo que permitió
mejorar el índice de eficiencia energética del refrigerador de la etiqueta ―E‖ a la ―D‖
según la Norma Nacional Iraní No. 4853-2.
67
2.3 Características y propiedades de los refrigerantes
hidrocarburos
A continuación mencionaremos algunas características de los hidrocarburos que los
hacen idóneos para reemplazar a los refrigerantes utilizados tradicionalmente (HFC y
CFC), en los sistemas de refrigeración
Son refrigerantes naturales, ya que provienen de los derivados del petróleo
No agotan la capa de ozono, ya que el ODP de los HC como el propano y el
isobutano es cero
No contribuyen al calentamiento global, debido a que la contribución de los
HC en efecto de calentamiento del planeta es muy bajo, así, para el
isobutano y propano es tres en 100 años
No son tóxicos
Poseen excelentes propiedades termodinámicas, por ejemplo podemos
mencionar el punto normal de ebullición (PNE), el mismo que en los HC es
mayor, así el PNE del isobutano es -11,7°C frente al -40.7°C del R134a, lo
que significa que los Refrigerantes Hidrocarburos (RCH) poseen menor
presión de funcionamiento
Son relativamente más económicos
Se aplica menor cantidad (en peso) en los sistemas, por ejemplo se reduce la
carga de refrigerante has un 40% según la investigación [66].
Son compatibles con los lubricantes comerciales, como aceites minerales,
aceites alquilbencenicos, polioléster (POE) y aceites polialfaolefinas (PAO)
Disminuyen las presiones en los sistemas según lo expuesto anteriormente
Disminuyen el consumo energético, como se puede observar en la tabla 2.2,
la cual muestra los resultados de una investigación realizada por I. L.
Maclaine-cross y E. Leonardi, en la cual se demuestran que el consumo de
energía utilizando RHC disminuye hasta un 20% [69].
68
Tabla 2-2: Consumo energético de algunos refrigeradores doméstico. Fuente: [68]
Marca Modelo Refrigerante Capacidad
(L)
Consumo
(kWhr/24 hr)
UK A R12 129 0.75
UK B R12 160 0.71
Liebherr KT1580 R600a 155 0.38
Siemens KT15RSO R600a 144 0.52
Aumentan la vida útil del sistemas, debido a que el rechazo de calor de los
componentes es menor [65].
Tienen alta estabilidad térmica y química
Dentro de las propiedades de los hidrocarburos tenemos: propiedades físicas, químicas,
termodinámicas y medioambientales, las mismas que se mencionan a continuación:
2.3.1 Propiedades físicas
A excepción de la masa molecular, las propiedades físicas de un refrigerante están en
función de la temperatura a la cual se encuentren. A continuación mencionaremos
alguna de estas.
2.3.1.1 Masa molecular
Es la suma de todas las masas atómicas de los átomos que forman la molécula.
2.3.1.2 Densidad
Es la masa por unidad de volumen, se expresa en kilogramos por metro cúbico (kg/m3)
o libras por galón (lb/gal).
La densidad de los HC es menor, por ejemplo la densidad propano a -10 °C es de
544 kg/m3 en comparación con 1319 kg/m3 del R-22 con ello las perdidas por fricción
es menor en los RHC [70].
2.3.1.3 Viscosidad:
Es la resistencia que presenta un fluido al esfuerzo cortante.
69
2.3.1.4 Calor específico
Es la cantidad de energía que se debe adicionar a una unidad de masa de una sustancia
para elevar su temperatura en un grado.
2.3.1.5 Color latente de vaporización
Es la cantidad de calorías que se requieren para el cambio de fase de líquido a gas de
una sustancia, el mismo que debe ser elevado para que absorba más calor antes de dicho
cambio.
El calor latente de vaporización de los HC es mayor al R-134a, por ejemplo el
calor latente del propano es 426 KJ/kg, frente a los 217 KJ/kg del R134a, es decir casi el
doble del R134a, esto implica que se necesita menor cantidad de refrigerante,
aproximadamente 50% menos para conseguir el mismo efecto [70].
2.3.2 Propiedades químicas
2.3.2.1 Toxicidad
Se refiere a los daños que puede provocar un refrigerante en el ser humano ya sea puro
o al mezclarse con otros.
Los refrigerantes en base de HC no son tóxicos para el ser humano, por lo tanto no
afectan a la salud.
2.3.2.2 Inflamabilidad
Hace referencia al grado de combustión que puede tener un refrigerante sin una fuente
de ignición debido a su temperatura de autoignición.
En el caso de los HC, estos son altamente inflamables al mezclarse con el aire,
debido a que son provenientes del petróleo, es por esta razón que es necesario conocer
algunos parámetros que nos indiquen cuan inflamable son.
2.3.2.2.1 Límite inferior de inflamabilidad o explosividad
Indica la concentración mínima en mezcla (gas-aire) por debajo de la cual no existirá
combustión del refrigerante en presencia de una fuente de ignición.
70
2.3.2.2.2 Límite de inflamabilidad
Establece las concentraciones mínimas y máximas de mezcla de gas refrigerante con el
aire, en las cuales son inflamable y que podrían generar una explosión según la
velocidad de ignición.
2.3.2.2.3 Temperatura de autoignición
Es la temperatura mínima a la cual el gas refrigerante, a una atmósfera de presión y
estando en contacto con el aire arde sin la presencia de una fuente de ignición,
generalmente sus valores están de 200°C a 750 °C aunque pueden disminuir al aumentar
la presión o cuando existe abundante oxígeno [71].
En la tabla 2.3 se aprecian las propiedades de inflamabilidad de algunos refrigerantes
hidrocarburos:
Tabla 2-3: Propiedades de inflamabilidad de refrigerantes hidrocarburos. Fuente: [71]
Límite inferior de inflamabilidad
Concentración
Temperatura de
autoignición
Nombre Nro. % (vol.) ρ (kg/m3) °C
Propano R-290 3,0 0,037 515
Butano R-600 2,1 0,038 470
Isobutano R-600a 1,8 0,043 460
Propileno R-1270 2,5 0,043 455
2.3.3 Seguridad
Comprende cuan riesgoso es el refrigerante, estableciendo que tan explosiva es la
misma en caso de una fuga ya sea puro o al mezclarse con el aire, además de la facilidad
con la cual esta pueda detectarse.
A continuación se presenta la clasificación de los refrigerantes de acuerdo a la
seguridad, según lo establecido por Standard 34 de ASHRAE, la misma que asigna un
código comprendido por las letras A, B y seguido por números que indican el grado de
inflamabilidad, los cuales van del 1 al 3.
71
La letra o el grupo ―A‖ indica que no hay toxicidad a una concentración inferior de 400
ppm en volumen.
El grupo B indica que existe algún tipo de toxicidad a la misma concentración.
El numero 1 indica que no es inflamable en condiciones ambientales estándar.
El numero 2 establece que es inflamable por encima de 0,10 kg/m3 a 1 atm y
21°C y su poder calorífico es inferior a 19000 KJ/Kg.
El numero 3 indica que es inflamable por debajo de 0,10 kg/m3 a 1 atm y 21°C
cuyo poder calorífico es superior a 19000 KJ/Kg.
A continuación se presenta una tabla según el grupo de inflamabilidad de los
refrigerantes más empleado en aplicaciones de refrigeración:
Tabla 2-4: Grado de inflamabilidad de algunos refrigerantes. Fuente: [56][71][72][73][74]
Nombre Número Grupo
Tricloroflourmetano R-11 A1
Diclorodifluormetano R-12 A1
Clorodiflourmetano R-22 A1
1,1,1,2Tetrafluoroetano R-134a A1
Propano R-290 A3
Butano R-600 A3
Isobutano R600a A3
Amoniaco R-717 B2
Como se puede observar los hidrocarburos están en el grupo A3 lo que significa
que no son tóxicos pero que son inflamables por ende se debe prestar mucho cuidado en
cuanto a las fugas en el sistema de refrigeración.
2.3.4 Miscibilidad con aceites
Es el grado de aceptación que tiene un refrigerante para mezclarse con el aceite de
manera que no sufra cambio alguno en sus propiedades ya sea el aceite o el refrigerante.
72
Los refrigerantes HC poseen buena miscibilidad con los aceites existentes
comercialmente debido a la buena solubilidad que tiene los aceites minerales con estos
refrigerantes.
2.3.5 Compatibilidad con la carga
Indica los efectos que se producirían en caso de fugas, al entrar en contacto el
refrigerante con la carga a enfriar, el mismo que en algunos casos dañaría los productos.
2.3.6 Compatibilidad con los materiales
Es la tolerancia de los refrigerantes a los materiales con los cuales estará en contacto de
manera que no exista alteraciones como formación de óxidos u otras reacciones
químicas que formen productos contaminantes tanto en el material como en el
refrigerante.
Los RHC son compatibles con casi todos los elastómeros y plastómeros que
pueden existir dentro del sistema de refrigeración, se debe evitar gomas naturales y
siliconas.
2.3.7 Estabilidad:
Es la propiedad que tiene una sustancia para mantenerse en equilibrio, es decir
permanecer sin ningún cambio durante un tiempo y condiciones determinadas
2.3.8 Propiedades termodinámicas
Estas propiedades hacen referencia al movimiento y transferencia de calor permitiendo
evaluar y estudiar los ciclos termodinámicos a partir de la presión y temperatura,
determinando con ello el estado del fluido, así como también la entalpia, entropía y
volumen específico para el análisis del ciclo termodinámico.
Estas propiedades varían para cada tipo de refrigerante y expresan información referente
a las propiedades de saturación del líquido vapor y vapor sobrecalentado.
A continuación se mencionan algunas de ellas.
73
2.3.8.1 Presión
Es la presión a la cual opera un sistema de refrigeración, la misma que es muy
importante ya que de ello dependerá el comportamiento del refrigerante, además esta
presión debe ser superior a la atmosférica tanto en el evaporador como en el
condensador.
Es recomendable que la presión de funcionamiento este sobre la presión
atmosférica, así, la presión de evaporación debe ser muy baja pero debe ser superior a la
atmosférica para para evitar la entrada de humedad al sistema, y facilitar la detección
de fugas, en cuanto a la presión de condensación debe ser lo suficientemente baja, ya
que de ello dependerá la robustez del compresor y del condensador. Mientras más alta
sea la presión, se requiere de equipos más robustos, y por ende, más caros.
2.3.8.2 Temperatura
Con respecto a la temperatura, se debe considerar la temperatura de ebullición, la crítica
y la de congelación.
2.3.8.2.1 Punto normal de ebullición
Es la temperatura a la cual un refrigerante ebulle a una atmosfera de presión, es decir es
el cambio de estado de líquido al gaseoso, debido a que a esta temperatura, la presión de
vapor del líquido iguala a la presión de vapor del medio en el que se encuentra.
2.3.8.2.2 Punto de congelación
Corresponde a la temperatura a la cual un líquido se solidifica debido a la pérdida de
energía cinética de las moléculas a causa de la disminución de la temperatura.
Es importante que el refrigerante posea baja temperatura de ebullición y que la
temperatura critica este por arriba de la temperatura de condensación.
Finalmente, la presión y temperatura crítica son parámetros importantes ya que
establece el punto crítico de un fluido. Determinando así los valores de presión y
temperatura por encima del cual no son válidos para ciclo simple de compresión, ya que
por encima de este punto la fase líquido y vapor no existen, y por lo tanto no se puede
llevar a cabo la condensación.
74
Además de la presión y temperatura existen otras propiedades termodinámicas
que son muy importantes en los ciclos termodinámicos los mismos que están en función
de la presión y temperatura. A continuación mencionamos alguno de ellos:
2.3.8.3 Entalpia (h)
Es una propiedad que sirve para medir el calor absorbido o liberado por un sistema
termodinámico, sus unidades son KJ/kg.
2.3.8.4 Entropía (s)
Es una magnitud que expresa el desorden en un sistema, sus unidades son kJ/kgK.
Figura 2.1: Diagrama de Mollier para el R600a. Fuente: Coolpack
2.3.8.5 Volumen específico (v)
Indica el volumen ocupado por unidad de masa de una sustancia; se expresa en (m3/kg).
Estas propiedades pueden ser determinadas a partir del diagrama de Mollier de cada
refrigerante HC como se muestra en la figura 2.1, en la cual se presenta el diagrama de
75
Mollier para el Isobutano. En esta figura los valores de presión están indicados por las
líneas horizontales mientras que las verticales representan la entalpia, estas líneas
atraviesan la campana de saturación del refrigerante y en la intersección de las líneas de
presión y entalpia se puede encontrar la entropía, volumen específico y temperatura de
ebullición [75].
2.4 Refrigerantes hidrocarburos más utilizados en
refrigeración
Para el caso de estudio de este documento solo se analizará cuatro de los refrigerantes
hidrocarburos puros más utilizados como son el propano, isobutano, butano y Propileno.
2.4.1 Propano (R-290)
Es un gas que proviene de los derivados del petróleo, es inodoro e incoloro su fórmula
química es C3H8, posee enlaces simples y pertenece al grupo de los HC alcanos. En la
actualidad es uno de los refrigerantes alternativos en estudio en sistemas de
refrigeración domésticos y comerciales debido a su cero ODP y bajo GWP. Además de
su uso como refrigerante se lo emplea como combustible y como propulsor de
aerosoles.
Tabla 2-5: Propiedades del propano. Fuente: [56][72][76][77]
Fórmula C3H8
Peso Molecular 44,10 g/mol
Densidad (25°C) 492 kg/m3
Punto de fusión -188°C
Temperatura Ebullición a 1 bar -42,1 °C
Temperatura Crítica 96,8 °C
Presión Crítica 42,5 bar
Calor Latente (25°C) 342 KJ/kg
ODP 0
WGP 3
76
Temperatura de Autoignición 470 °C
Límite inferior de Inflamabilidad (En Volumen %) 2.1
2.4.2 Butano (R-600)
Se lo conoce también como n-butano, está compuesto por 4 átomos carbonos y 10 de
hidrogeno cuya fórmula química es C4H10, es un HC saturado o alifático, es incoloro e
inodoro aunque se le suele agregar un olor característico para poderlo detectar en caso
de fugas. Al igual que el resto de HC poseen propiedades ambientales que lo hacen
óptimo para sustituir a los refrigerantes contaminantes.
Tabla 2-6: Propiedades del butano. Fuente: [73][77]
Fórmula C4H10
Peso Molecular 58,10 g/mol
Densidad (25°C) 532.45 kg/m3
Punto de fusión -138.29 °C
Temperatura Ebullición -0.49 °C
Temperatura Crítica 151.98 °C
Presión Crítica 37.96 bar
Calor Latente 385.71 kJ/kg
ODP 0
WGP (CO2) 0
Temperatura de Autoignición 470 °C
Límite inferior de Inflamabilidad (En
Volumen %)
1,7
2.4.3 Isobutano (R-600a)
Es un refrigerante natural y pertenece al grupo de los HC alcanos, está dentro del grupo
de los refrigerantes alternativos debido a las características antes mencionadas de los
HC, además que posee buena eficiencia energética es incoloro y para aplicaciones de
77
refrigeración no está olorizado por lo cual es difícil detectarlo en caso de fuga, su
fórmula es CH(CH3)3 y se lo suele conocer también con el nombre 2-metilpropano.
Tabla 2-7: Propiedades del isobutano. Fuente: [56][74][76][77]
Fórmula C4H10
Peso Molecular 58,08 g/mol
Densidad (25°C) 550.65 kg/m3
Punto de fusión -159,6 °C
Temperatura Ebullición -11,7 °C
Temperatura Crítica 135°C
Presión Crítica 36,4 bar
Calor Latente (25°C) 332 KJ/kg
ODP 0
WGP 3
Temperatura de Autoignición 460 °C
Límite inferior de Inflamabilidad (En Volumen %) 1,8
2.4.4 Propileno (R-1270)
Tabla 2-8: Propiedades del Propileno. Fuente: [78][77]
Fórmula C3H6
Peso Molecular 42,1 g/mol
Densidad 1810 kg/m3
Punto de fusión -185,3 °C
Temperatura Ebullición -48 °C
Temperatura Crítica 91.06 °C
Presión Crítica 45.55 bar
Calor Latente 438.96 kJ/kg
ODP 0
WGP 3
78
Temperatura de Autoignición 455°C
Límite inferior de Inflamabilidad (En Volumen %) 2,5
Pertenece al grupo de los alquenos y tiene enlaces dobles en su grupo funcional, es
conocido también como propeno y su fórmula química es C3H6 además es incoloro y
suele presentar un olor levemente dulce, exponerse a niveles concentrados de este gas
puede producir mareo, desmayo y la falta de oxígeno puede causar la muerte.
2.5 Medidas de Control para el uso de refrigerantes HC
2.5.1 Introducción
Los refrigerantes HC por su naturaleza de origen, derivados del petróleo, son
inflamables y al entrar en contacto con el aire, forman mezclas inflamables que en
presencia de una fuente de ignición pueden combustionar o explotar dependiendo la
velocidad de combustión, es por ello que se debe presentar mucho cuidado en cuanto a
las fugas en el sistema de refrigeración para evitar cualquier tipo de accidente, sin
embargo a pesar de ser inflamables algunas pruebas realizadas indican que los
hidrocarburos son bastante seguros en refrigeradores domésticos debido a las pequeñas
cantidades utilizadas [65] la misma que es similar a la presente en un encendedor, es así
que cargas de 0.15 kg o menos pueden ser instalados en cualquier habitación estándar
sin que ello represente mayor riesgo, razón por la cual países como Europa y Asia ya
utilizan HC en los refrigeradores domésticos [68][79]. Cerca del 33% de refrigeradores
y congeladores en el 2004 utilizaron isobutano y sus mezcla en su sistema de
refrigeración [57]. Además D. Colbourne, L. Espersen, evaluaron el riesgo de
inflamabilidad de los refrigerantes HC, utilizando la evaluación cuantitativa del riesgo
(QRA), que permite estimar la probabilidad de ignición del refrigerante en caso de
fugas y la severidad de las consecuencias, para ello se realizaron ensayos de fugas de
refrigerante y los efectos de ignición para validar los modelos de dispersión y de
consecuencia. Encontrando que la Frecuencia de encendido estaba entre 1x10-8
y 2x10-13
por año y que los riesgos son insignificantes en comparación con los antecedentes y
79
otros valores de referencia, además el riesgo disminuye al mantener el ventilador en
modo abanico que permite dispersar el refrigerante fugado evitando concentraciones en
el ambiente, así como también el riesgo disminuye al aumentar el tamaño de la
habitación [80].
2.5.2 Normas de seguridad para el uso de refrigerantes
2.5.2.1 Aspectos generales
A continuación presentaremos algunos parámetros de seguridad para el uso de cualquier
refrigerante:
Para la manipulación de los refrigerantes ya sea para la carga o descarga es
necesario la utilización del equipo adecuado de seguridad que comprende:
guantes, gafas y vestimenta que cubra todo el cuerpo para evitar el contacto.
Algunos refrigerantes son generalmente más pesados que el aire por lo que
tienden a depositarse en el fondo del refrigerador o de la habitación (en caso de
fuga) motivo por el cual se recomienda su uso en espacios ventilados.
En caso de asfixia, se debe llevar a la persona afectada a un espacio ventilado,
suministrarle respiración artificial y llevarlo a un sitio atención médica de
inmediato.
2.5.2.2 Normas de seguridad para refrigerantes hidrocarburos
Para el uso y manejo seguro de los refrigerantes HC existen normas y parámetros de
seguridad que deben considerarse, para evitar de esta manera cualquier tipo de
inconvenientes relacionados a la seguridad tanto del usuario como del sitio en el cual
este ubicado el refrigerador.
El primer punto que debe considera, es evitar las fugas y, en caso de presentarse, hay
que evitar que el refrigerante se concentre en el ambiente de manera que no se forme
una mezcla de aire/combustible. En el caso de que no sea posible evitar que ésta llegue
a formarse, debe evitarse cualquier fuente de ignición [81].
80
En cuanto a normas de seguridad, se ha establecido en Europa, la hoja técnica IEC TS
95006. Además existe una adaptación a la norma IEC / EN 60335-2-24, la misma que es
una norma de seguridad eléctrica de la cual mencionamos los siguientes aspectos.
Todo elemento interruptor de corte eléctrico durante su operación normal se
considera como un foco de ignición. Esto incluye termostatos, contactos de
puertas para luz, dispositivos on/off y otros interruptores, como congelación
rápida, relés de compresores, térmicos externos, relojes de desescarche, etc.
Todas las partes se consideran focos de refrigerante debido a la posibilidad de
fugas. Esto incluye evaporadores, condensadores, calentadores de puertas,
tuberías y compresor.
La carga máxima de refrigerante se fija en 150 g. Manteniendo la carga a un
máximo de 25% del nivel de explosión mínimo, el cual es aproximadamente 8
g/m3 para cocinas estándares, los riesgos de ignición son bajos aun si la
distribución del refrigerante, en caso de fuga, es desigual.
2.5.2.3 Normas para el mantenimiento
No debe existir riesgo de chispas o fuentes de ignición cerca del área de trabajo
No fumar ni utilizar llamas u otras fuentes de calor.
Los artefactos eléctricos que se utilicen durante el servicio no deben producir
chispas.
El área de trabajo debe poseer una buena ventilación
No permitir el ingreso de flujo de refrigerante en aberturas de sótanos, ambientes
bajos y sistemas de alcantarillado, ya que los HC son más pesados que el aire y
suelen depositarse en el fondo.
Para la manipulación, el almacenamiento y el transporte de refrigerantes
combustibles, se deben seguir las reglas de seguridad que se aplican en cada
país.
A parte de las consideraciones para el uso de refrigerantes hidrocarburos es necesario
conocer también conocer algunos parámetros referentes al uso de hidrocarburos como
se presentan a continuación.
81
1. Se deben conocer y monitorear constantemente los valores de concentración
del refrigerante en aire, de manera de evitar que se alcance los valores que
representen peligro de explosión.
2. En caso de producirse un incendio, éste debe ser controlado con un
extinguidor de polvo seco.
3. Si una alta cantidad de hidrocarburo es liberada, ésta debe ser dispersada del
área mediante ventilando o utilizando rociadores de agua. Además el área
debe ser evacuada y se debe aislar toda fuente de ignición.
2.6 Uso de HC en refrigeración doméstica - Estado del arte
En este punto presentaremos estudios realizados con el refrigerantes hidrocarburos, en
el cual analizaremos algunos resultados que se han obtenido en dichos evaluaciones,
con la finalidad de observar y mencionar algunas características que lo ubican como una
de las alternativas para el reemplazo del R-22 y R-134a.
2.6.1 Propano
El propano es uno de los refrigerantes HC mas estudiados en cuanto a refrigeración, así
M. Fatouh, M. El Kafafy investigaron a través de simulación las características de
rendimiento de un refrigerador doméstico utilizando refrigerantes HC en diferentes
rangos de temperatura de evaporación y condensación en el cual analizaron el
coeficiente de rendimiento (COP), la capacidad de enfriamiento volumétrico, la
capacidad de enfriamiento, la capacidad del condensador, la potencia de entrada al
compresor, temperatura de descarga, la relación de la presión y el caudal másico de
refrigerante.
82
Figura 2.2: Efecto de la fracción de masa de propano y la temperatura de condensación en el
rendimiento de un refrigerador doméstico. Fuente [62]
De esta investigación se extraen algunas conclusiones:
Al aumentar la fracción de masa de propano (FMP), aumenta la presión de
succión y la de descarga, pero la presión de succión aumenta más que la de
descarga provocando una disminución de la relación de presión y con ello, la
eficacia volumétrica aumenta.
Como se puede observar en la figura 2.2 la capacidad de refrigeración
volumétrica disminuye cuando la temperatura de condensación aumenta, esto es
debido a la disminución de tanto el efecto de enfriamiento y la eficiencia
volumétrica, esto a su vez produce un bajo coeficiente de rendimiento que se
puede atribuir a una disminución en el efecto de enfriamiento y un aumento en
el trabajo específico.
83
Figura 2.3: Efecto de la fracción de masa de propano y la temperatura de condensación en el
rendimiento de un refrigerador doméstico. Fuente [62]
En esta investigación también se buscaba conseguir una mezcla de HC con una
FMP que se aproxime a las características de rendimiento del R-134a, así se
introdujo una capacidad de refrigeración volumétrica relativa y un COP relativo
y se determinó la fracción de masa de propano más adecuada, como se presenta
en la gráfica 2.3, la misma que fue de 0.6 de FMP que se aproxima a la
capacidad de refrigeración del R-134a y un COP similar o un poco superior que
el refrigerante a sustituir.
84
Figura 2.4: Comparación de la capacidad volumétrica de los refrigerantes con diversas
fracciones de masa de propano. Fuente [62]
Finalmente, el butano comercial puro presento baja presión de funcionamiento,
baja temperatura de descarga y bajas velocidades de flujo de masa y un alto COP
y volumen específico, pero se requiere de cambio de diseño del compresor.
El propano puro presenta características de rendimientos indeseables, como la
alta presión de funcionamiento y bajo coeficiente de rendimiento.
La relación de presión de la mezcla de hidrocarburos con 50%, 60% y 70% de
propano es inferior a la de R134a en alrededor de 6,3%, 11,1% y 15,3%,
respectivamente.
El coeficiente de rendimiento de la mezcla de hidrocarburos es mayor que la del
R-134a como se presenta en las figura 2.4, en la cual, la curva que está
representada por estrellas ( ) es la del HC con fracción de masa de propano de
0,6 mientras que la del R134a, está representada por un triángulo invertido ( ),
este ligero desplazamiento de la curva con FMP es aproximadamente 2,3%
mayor que la curva de rendimiento del R134a en las mismas condiciones de
funcionamiento consideradas.
85
Figura 2.5: Comparación del coeficiente de rendimiento del refrigerantes HC con diversas
fracciones de masa de propano. Fuente [62]
Un estudio experimental realizado por Sattar MA, Saidur R, and Masjuki H.H para
investigar el comportamiento de los HC (isobutano puro y mezcla de propano, butano e
isobutano) se desarrolló en un refrigerador doméstico diseñado para trabajar
inicialmente con R134a en el cual se determinó que el compresor consume menos
energía utilizando isobutano puro.
A continuación se presenta las tablas que se generaron en esta investigación:
M1=70% de propano, 25% de butano y 5% Iso-butano
M2=50% de propano, 40% de butano y 10% de Iso-butano
Tabla 2-9: Consumo de energía del compresor a 25°C y 28°. Fuente: [67]
Refrigerante
utilizado
Energía consumida
KWh/día Fluctuación
Temperatura ambiente
25°C 28°C 25°C 28°C
HFC134a 2.077 2,254
Isobutano 2.131 2.183 +2.53 -3.25
M1 2.626 2.758 +20.90 +18.27
M2 2.515 2.579 +17.41 +12.60
86
Como se puede observar en la tabla 2.9, el punto de referencia es la energía consumida
por el refrigerante R134a a 25°C y 28°C de temperatura ambiente y de ello el isobutano
puro consume menos energía que el resto de mesclas de HC, además se puede visualizar
que el consumo de energía es mayor a 28°C con todos los refrigerantes, esto es debido a
transferencia de calor por conducción que existe a través de las paredes desde el medio
circundante hacia el interior del refrigerador, lo cual influencia de forma directa en el
consumo energético del compresor ya que tiene que compensar dicha carga térmica
adicional.
Por otra parte el coeficiente de rendimiento (COP) de los HC está muy cercanos al
R134a y además demostraron que el COP aumenta con el aumento de la temperatura de
evaporación, esto se debe que a mayor temperatura de evaporación o menor calor
removido, se necesita menor trabajo del compresor y viceversa.
Figura 2.6: Coeficiente de rendimiento del isobutano y mezcla de refrigerantes HC. Fuente
[67]
2.6.2 Mezcla de HC
M. Mohanraj, y S. Jayaraj [65], investigaron de forma experimental el comportamiento
de una mezcla de HC (R290/R600a 45,2/54,8% en peso) en un refrigerador doméstico
de 200 L variando la temperatura ambiente y la cantidad de la mezcla de refrigerante, de
esta investigación llegaron a las siguientes conclusiones:
1. El período de descenso de temperatura, es decir el tiempo necesario para
alcanzar la temperatura interior de refrigeración (-12 y 6 °C) tanto en el
congelador como en la cabina se redujo11,6 y 20,53 % al utilizar la mescla de
87
MHC60 y MHC70 respectivamente, como se presenta en la gráfica 2.7 obtenida
del experimento.
Figura 2.7: Tiempo de descenso vs temperatura del congelador. Fuente [65]
De ello la mezcla HCM60 y HCM70 presento los mejores resultados al reducir el
tiempo de descenso en alrededor de 11,6 y 20,53 % en relación al R134a, esto es debido
a la mayor transferencia de calor de los HC y a la mayor cantidad de la mezcla de
refrigerante
2. La mezcla de hidrocarburos presento un menor consumo de energía, como se
observa en la figura 2.8, el consumo de energía aumenta con el aumento en la
carga de refrigerante, debido a que existe mayor flujo másico a través del
compresor y con ello mayor trabajo del mismo.
88
Figura 2.8: Variación del consumo de energía con el aumento la temperatura de ambiente.
Fuente [65]
Otro aspecto adicional es que el consumo de energía aumenta con el aumento de la
temperatura ambiente, esto es debido al aumento de la temperatura de condensación y a
la transferencia de calor por conducción a través de las paredes del refrigerador.
3. El COP fue más alto en aproximadamente 3.25 a 3.6 % para la mezcla 60 y 70
respectivamente como se indica en la figura 2.9
Figura 2.9: Coeficiente de rendimiento con el aumento de la temperatura ambiente. Fuente
[65]
4. La temperatura de descarga de la mezcla de hidrocarburos fue menor en
aproximadamente 8,5 a 13,4 K con respecto al R134a, además esta aumenta con
89
el incremento de carga de la MHC debido al aumento de la presión de
condensación y al aumento de la temperatura ambiente.
Figura 2.10: Temperatura de descarga con el aumento de la temperatura ambiente. Fuente
[65]
5. Finalmente como se indica en la figura 2.11, la relación de tiempo de encendido
del compresor se redujo en alrededor 13,2 y 15,7%, para las mezclas de HC
debido al mayor calor latente de evaporación, con lo cual existe mayor
transferencia de calor provocando un descenso de temperatura más rápido y con
ello menor tiempo de encendido del compresor.
Figura 2.11: Relación tiempo de encendido del compresor a diferentes temperaturas del
congelador. Fuente [65]
90
Otro estudio realizado por Ching-Song Jwo, Chen-Ching Ting, Wei-Ru Wang [66]
analizaron la eficiencia en un refrigerador doméstico utilizando una mezcla de HC
R-290 y R-600a con 50% de cada elemento, para el efecto utilizaron un refrigerador
de 440-L de Capacidad, que funciona originalmente con 150 g de refrigerante R-
134a en el cual sustituyeron este refrigerante por variada masa de la mezcla de HC.
Los resultados de este experimento se presentan a continuación:
El efecto de refrigeración mejoro con la aplicación de la mezcla de HC,
como se muestra en la figura 2.12, la misma que fue más doble del R-12 y
casi el doble del R-134a, esto es debido al mayor calor latente de
evaporización de los HC que permite eliminar mayor calor por unidad de
masa de flujo de refrigerante.
Figura 2.12: Comparación del efecto de refrigeración de distintos refrigerantes. Fuente [66]
En cuanto al COP, su valor está por debajo del resto de refrigerantes en estudio,
esto se debe al mayor consumo de energía que se necesita para comprimir la
mezcla, además se puede observar que a mediad que se incrementa la
91
temperatura de evaporación aumenta el valor del COP, debido a que se
disminuye parte del trabajo del compresor.
Figura 2.13: Comparación del coeficiente de distintos refrigerantes con el aumento de la
temperatura de evaporación. Fuente [66]
Realizaron pruebas con variada carga de la mezcla de HC y encontraron que
la cantidad que mejor COP presentaba fue la de 70g como se puede observar
en la gráfica 2.14, con lo cual existe una disminución de la cantidad de
refrigerante en aproximadamente 40%, esto se atribuye al mayor calor
latente de evaporización de los HC que le permite extraer mayor cantidad de
calor con pequeñas cantidades de refrigerante.
92
Figura 2.14: Comparación del coeficiente de rendimiento del refrigerantes HC con diversa
cantidad de refrigerante. Fuente [66]
El tiempo de descenso de la temperatura fue menor utilizando la mezcla de
HC, como se ilustra a continuación en la figura 2.15, debido a la mayor
capacitada de refrigeración de los HC.
93
Figura 2.15: Comparación del Tiempo de descenso de la temperatura de los refrigerantes
R290/R600a y R134a. Fuente [66]
Finalmente encontraron que dicha mezcla necesita mayor entrada de
potencia al compresor que el R-134a como se puede observar en la gráfica
2.16, sin embargo en la tabla 2.10 se muestra que el consumo de energía por
mes fue menor, esto se debe a la mayor capacidad de refrigeración del HC y
al menor tiempo de descenso de la temperatura con lo cual disminuye el
tiempo de encendido del compresor.
Tabla 2-10: Comparación del consumo de energía de los refrigerantes R-134a y la Mezcla
de HC en un tiempo de 24h. Fuente [66]
Descripción R-134a R-290/R-600a
Tiempo de trabajo del compresor (min) 948 783
Consumo de energía (kW h/mes) 90,06 86,09
Factor de energía 4,89 5,11
94
Figura 2.16: Comparación del consumo de energía de los refrigerantes R290/R600a y R-134a
en un tiempo de 24h. Fuente [66]
95
2.7 Conclusiones
Según protocolos internacionales, tales como el del Kioto y el de Montreal,
refrigerantes como los CFC y HCFC considerados dañinos y contaminantes
con el medio ambiente, deben ser reemplazados por refrigerantes ecológicos
de manera que no destruyan la capa de ozono ni contribuyan al
calentamiento global, motivo por el cual se han realizado numerosas
investigaciones de las cuales se ha concluido que los refrigerantes
hidrocarburos son la mejor alternativa para esta problemática.
Refrigerantes HC como el propano, butano, isobutano y Propileno han sido
investigados en este capítulo y se ha resaltado algunas de sus propiedades y
características, en especial aquellas que se refieren al cuidado del medio
ambiente ya que estos poseen cero ODP y bajo GWP, motivo por el cual los
convierten en una de las alternativas más aceptables para reemplazar a los
refrigerantes contaminantes.
Los refrigerantes HC además ser amigables con el medio ambiente poseen
características deseables en un refrigerante, como menor presión de
funcionamiento, mayor capacidad de refrigeración, mayor calor latente de
vaporización, y otras características que permiten reducir la carga de
refrigerante, disminuir el tiempo de descenso de la temperatura y disminuir
el tiempo de encendido del compresor, provocando un mejor rendimiento del
sistema y con ello ahorros de energía y dinero significativos.
Los RHC y sus mezclas pueden reemplazar a los refrigerantes tradicionales
contaminantes ya que además de las características antes mencionadas tienen
buena miscibilidad con aceites minerales y son compatibles con la mayoría
materiales comúnmente utilizados en el sistema de refrigeración, esto
permite utilizarlos sin modificar ninguna parte del sistema de refrigeración.
La única desventaja o argumento en contra de los RHC es su elevada
inflamabilidad, motivo por el cual se debe prestar mucha atención a las fugas
dentro del sistema de refrigeración para evitar cualquier tipo de accidente,
96
además se debe considerar las normas e indicaciones para su correcta
utilización e implementación.
97
2.8 Referencias
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2004.
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98
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hidrocarburos como refrigerantes.‖ 2003.
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[78] UNITOR, ―REFRIGERANTE R-1270.‖ 01-Oct-2008.
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[81] OzonAction Programme and Multilateral Fund for the Implementation of the
Montreal Protocol, Study on the potential for hydrocarbon replacements in
existing domestic and small commercial refrigeration appliances. [Paris]: UNEP,
1999.
99
3. PARÁMETROS DE OPERACIÓN MEDIANTE
SOFTWARE ESPECIALIZADO.
3.1 Descripción de los sistemas de refrigeración
3.1.1 Introducción
Como se mencionó en el capítulo 2, la refrigeración es el proceso de enfriamiento de
una sustancia mediante la extracción de calor, con el fin de mantenerla a temperaturas
inferiores a la ambiente, para ello es necesario disponer de una sustancia o fuente que
siempre se encuentre a menor temperatura que el espacio a refrigerar, de manera que se
pueda producir el fenómeno de transferencia de calor en el interior del sitio refrigerado,
esta sustancia de baja temperatura podría ser una fuente natural como es el caso de la
nieve, sin embargo al no disponer de dicha fuente que genere tal condición, es necesario
una sustancia que sirva de transporte de calor, es decir, que absorba el calor del espacio
a enfriar y que luego lo disipe al ambiente, a esta sustancia la llamamos refrigerante,
pero este refrigerante no realizaría dichas actividades por sí solo, ya que al absorber el
calor, su temperatura aumentara y no podrá disipar dicho calor al medio ambiente ya
que no se dispone sumideros inferiores a la temperatura del refrigerante, por lo tanto se
hace necesario el uso de sistemas de refrigeración que mediante la aplicación de un
conjunto de técnicas incluido trabajo permita extraer el exceso de calor de refrigerante,
es decir retirar calor del espacio de menor temperatura y depositarlo en uno de mayor
temperatura, con el fin de mantener de forma continua las propiedades iniciales del
refrigerante.
3.1.2 Ciclos termodinámicos de refrigeración
Para entender los ciclos de refrigeración es necesario conocer el ciclo invertido de
Carnot, el mismo que sirve como estándar frente al cual se comparan los ciclos reales de
refrigeración.
100
3.1.2.1 Ciclo invertido de Carnot
Es el resultado de invertir el ciclo de Carnot, ya que puede funcionar en dirección
contraria a las manecillas del reloj, debido a que es un proceso totalmente reversible,
está compuesto de dos procesos isotérmicos y dos isentrópicos, es el ciclo más eficiente
de refrigeración, sin embargo debido a las condiciones de funcionamiento, no es posible
aplicarlo a la realidad, no obstante sirve como estándar frente al cual se comparan los
ciclos reales de refrigeración.
Figura 3.1: Esquema y diagrama T-s para el ciclo invertido de Carnot. Fuente [82]
3.1.2.2 Ciclo ideal de refrigeración por compresión de vapor
El ciclo de refrigeración por compresión de vapor consiste en la circulación de un
líquido refrigerante como medio de transporte de calor, que absorbe y elimina el calor
del espacio a refrigerar para luego expulsarlo en otro lugar, dispone de cuatro
elementos, como son el evaporador, en el cual el refrigerante liquido se evapora
absorbiendo el calor del espacio a enfriar, esto sucede a baja presión y temperatura, el
vapor resultante pasa al compresor, el mismo que aspira y comprime dicho vapor,
elevando su presión y temperatura, lo que permite rechazar el calor hacia el ambiente
mediante el condensador, una vez condensado, el refrigerante líquido a alta presión pasa
101
desde el condensador al evaporador a través de un dispositivo de expansión que reduce
la presión del refrigerante para iniciar nuevamente el ciclo.
Figura 3.2: Esquema y diagrama T-s para el ciclo ideal por compresión de vapor. Fuente [82]
3.1.2.3 Ciclo de absorción
Este sistema utiliza dos sustancias para su funcionamiento, una es el refrigerante y otra
es el absorbente y consiste en disolver el gas refrigerante en un líquido, obteniendo una
mezcla liquida de ambas sustancias, su funcionamiento es similar al ciclo de
compresión de vapor con la diferencia de que el compresor es sustituido por un
mecanismo de absorción.
Este proceso consiste en absorber el vapor resultante del evaporador en un
dispositivo llamado absorbedor, lugar en el cual se encuentra la mezcla refrigerante-
absorvedor con mayor porcentaje de absorvente, este proceso es posible debido a que la
presión de vapor en el evaporador es mayor a la presión del absorvedor y por lo tanto el
vapor fluye hacia el absorbedor, a medida que se va absorviendo el vapor de
refrigerante, la mezcla en el absorbedor concentra mayor cantidad refrigerante
provocando un aumento en la presión del absorvedor y con ello una disminución del
efecto refrigerante, para solucionar este inconveniente se hace pasar la mezcla hacia el
generador, mediante el uso de una bomba. La función del generador, además de
mantener alta la presión en el condensador, es separar el refrigerante del absorbente,
mediante la aportación de calor a la mezcla. Al hacer esto se obtiene vapor de
refrigerante puro y una mezcla débil de refrigerante, la mezcla regresa al absorbedor
102
para mantener constante el efecto refrigerante, mientras que el refrigerante puro se
dirige al condensador. En el condensador se expulsa el calor hacia el medio exterior
para obtener refrigerante líquido, que es almacenado en un tanque que está conectado al
evaporador por medio de una válvula de expansión, la cual baja la presión y la
temperatura del refrigerante para volver a iniciar el ciclo de refrigeración.
Figura 3.3: Sistema de refrigeración por absorción. Fuente [82]
3.1.2.4 Ciclo de gas
Hace referencia a los ciclos basados en el ciclo de Brayton invertido, se utiliza aire
como fluido de trabajo y posee cuatro etapas de funcionamiento como son: compresión
del gas, rechazo de calor, expansión en una turbina y la absorción de calor, estos ciclos
poseen menor COP que los ciclos por compresión de vapor o el ciclo de Carnot
invertido, debido a que los procesos de transferencia de calor no son isotérmicos, este
ciclo puede ser utilizado para enfriar aviones además que puede incorporar
regeneración, siendo aplicables en licuefacción de gases [82].
103
Figura 3.4: Esquema y diagrama T-s para el ciclo simple de refrigeración de gas. Fuente [82]
3.1.2.5 Refrigeración termoeléctrica
Este tipo de refrigeración permite transformar de forma directa la electricidad en
refrigeración, utilizando el efecto Peltier, en el cual se aplica una corriente eléctrica a un
circuito constituido por dos materiales semiconductores tipo n y p unidos por un par de
soldaduras, en la cual una de las uniones se enfría pudiendo emplearlo como fuente fría,
mientras que la otra se calienta.
Figura 3.5: Modulo termoeléctrico utilizado para el enfriamiento. Fuente [83]
104
3.2 Aplicación de la refrigeración
La refrigeración está enfocada a tres campos importantes dentro de la actividad del ser
humano, así se aplica en la industria, al aire acondicionado y aplicaciones domésticas.
Refrigeración industrial.- Hace referencia a procesos industriales en los
cuales se emplea la refrigeración en sus procesos productivos, así podemos
mencionar la industria química, control de procesos de fermentación,
separación de gases entre otros.
Refrigeración doméstica.- Dedicada a la conservación de alimentos en la
cual se destacan la línea de electrodomésticos constituidas por neveras,
congeladores y combinación entre ellos.
Aire acondicionado.- Utilizan equipos para la producción de frio para
controlar la humedad y la temperatura de un ambiente, manteniendo
condiciones de confort, las misma que puede ser para una habitación, naves
industriales, oficinas, locales comerciales, etc.
3.3 Sistema de refrigeración doméstica
La refrigeración doméstica está enfocada a resolver problemas asociados al
enfriamiento de bebidas y a la conservación de alimentos tales como verduras, carnes,
lácteos, etc. Reduciendo y eliminando la actividad microbiana y enzimática que
deterioran y causan la putrefacción de los alimentos [83], para lograrlo dicho fin se
mantiene los alimentos por debajo de la temperatura de multiplicación bacteriana,
utilizando para ello las neveras y combinaciones nevera-congelador, las cuales cuentan
generalmente de dos compartimientos uno para refrigerar y el otro para congelar.
En la refrigeración doméstica está incluida los electrodomésticos comprendidos
por neveras y congeladores, con dispositivos con potencias de trabajo de 40W a 400W,
y con capacidades de 2pie3 o 57 litros a 12 pie
3 o 340 litros [84], dichos sistemas de
105
refrigeración cuenta con un equipo que realiza la circulación de un refrigerante líquido,
que absorbe y elimina el calor desde el espacio a enfriar (cámara o cabina a enfriar) y
posteriormente rechaza el calor en otra parte (exterior o medio ambiente) manteniendo
baja temperatura en el interior del compartimento dentro de límites definidos.
Compensa la pérdida de calor a través del aislamiento y de la energía agregada por la
atmósfera durante la apertura de las puertas o el almacenamiento de productos calientes
[51][85].
3.3.1 Ciclo real de refrigeración por compresión de vapor
En este ciclo se considera las irreversibilidades que ocurren en algunos componentes del
sistema, principalmente son la caída de presión, debido a la fricción del refrigerante en
las tuberías del evaporador y del condensador, y a la transferencia de calor desde o hacia
los alrededores, además debido a que no se puede controlar con exactitud algunos
estados del refrigerante, este se sobrecalienta antes de entrar al compresor, asegurándose
de que no ingrese refrigerante liquido al compresor, ya que es perjudicial para el mismo
y se subenfría antes de ingresar a la válvula de expansión con la finalidad de que todo el
refrigerante se haya condensado, con estas consideraciones, el ciclo resultante se
presenta en la siguiente figura.
Figura 3.6: Esquema y diagrama T-s para el ciclo simple de refrigeración de gas. Fuente [82]
106
3.4 Descripción de los componentes del sistema de
refrigeración doméstica
El sistema de refrigeración doméstica están constituidos por cuatro elementos
principales como son: el compresor, el evaporador, el condensador y el dispositivo de
expansión los mismos que son descritos a continuación:
3.4.1 Evaporador
En el evaporador, el refrigerante líquido se evapora al absorber el calor latente del
material a ser enfriado, dicho vapor de refrigerante a baja presión pasa desde el
evaporador al compresor. [85]
Existen tres tipos de evaporadores principales los cuales son: los de superficie de placa,
los aleteados y los de tubo cubierto.
Los evaporadores de tubo cubierto y los de superficie de placa, casi toda la superficie
externa del evaporador queda en contacto con el refrigerante vaporizado del interior,
mientras que el aleteado tiene superficies secundarias (las aletas) cuya función es
mejorar la eficiencia del evaporador.
Los evaporadores de superficie de placa, son aquellos en los que la superficie de
transferencia de calor es una placa plana.
Figura 3.7: Evaporador de superficie de placa Fuente: [86]
107
3.4.2 Compresor
El compresor bombea y circula refrigerante a través del sistema, y suministra la fuerza
necesaria para mantener el sistema operando, eleva la presión del refrigerante y por lo
tanto la temperatura, lo que permitir el rechazo de calor a una temperatura más alta en el
condensador [85].
Los compresores que son comúnmente utilizados en la industria son:
reciprocantes, rotarios y centrífugos, aunque actualmente se está investigando el uso de
compresores lineales debido a su mayor eficiencia y a la capacidad de modulación que
se puede obtener mediante la aplicación de elementos electrónicos.
Los compresores reciprocantes generalmente manejan temperaturas bajas y ultra
bajas. Es muy utilizado debido a su fácil mantenimiento y a su versatilidad en cuanto a
aplicaciones. Adicionalmente, estos se los puede clasificar como herméticos y
semiherméticos.
Los compresores herméticos son silenciosos y de tamaño reducido por lo que tiene
una amplia aplicación en sistemas de pequeña capacidad [86].
Figura 3.8: Compresor Hermético. Fuente: [85]
Los compresores semiherméticos presentan las mismas ventajas que los herméticos con
la única diferencia de que debido a la construcción de éstos, son desarmables con lo
cual se facilita su mantenimiento o reparación [86].
108
3.4.3 Condensador
El condensador es un dispositivo usado para eliminar el calor del sistema de
refrigeración para un medio que tiene una temperatura más baja que el refrigerante en el
condensador, mismo que puede circular de forma natural o forzada [85].
Los condensadores de convección natural eliminan calor mediante el aire que rodea
al condensador y que por diferencia de temperaturas calienta el aire, el mismo que se
eleva por ser más liviano que el aire frío y en su lugar ingresa aire frío para continuar
con el enfriamiento.
Los condensadores de convección forzada poseen un dispositivo que provoca la
circulación forzada del aire, esto con el fin de aumentar la tasa de transferencia de calor
hacia el medio.
Existen tres tipos de condensador: los de doble tubo, de casco y serpentín y acorazados
Los condensadores de doble tubo son construidos de manera que un tubo queda
dentro del otro, por el tubo interior circula el agua mientras que por el tubo exterior lo
hace el refrigerante; esta disposición se la hace con el fin de que el refrigerante ceda
algo de su calor al medio que circunda al condensador; adicionalmente, el agua va en
contraflujo respecto del refrigerante para mejorar aún más la transferencia de calor entre
ambos fluidos [86].
Figura 3.9: Condensador de doble tubo. Fuente: [86]
109
3.4.4 Dispositivo de expansión
El refrigerante líquido a alta presión pasa desde el condensador al evaporador a través
de un dispositivo de expansión o un reductor, que reduce la presión del refrigerante
regulando o controlando el flujo de refrigerante líquido al evaporador para que pueda
ser evaporado a baja presión [85].
Existen seis tipos básicos de control de flujo de refrigerante: válvula de
expansión manual, válvula de expansión automática, válvula de expansión termostática,
tubo capilar, válvula de flotador de presión baja y válvula de flotador de alta presión.
A continuación mencionaremos algunos de ellos:
3.4.4.1 Tubos capilares
Consiste de un tubo de una longitud determinada y de diámetro reducido que
generalmente oscilan entre 0,5 y 1,5 mm, cuya función es reducir la presión y
temperatura del refrigerante por acción de la fricción y por su reducido diámetro,
disminuye la presión hasta un valor que sea menor a la de saturación; la razón de flujo
del tubo capilar es controlada por la diferencia de presiones entre el evaporador y el
condensador ya que la resistencia que ofrece el tubo al paso del refrigerante es constante
[86].
Figura 3.10: Tubo Capilar. Fuente [86]
110
3.4.4.2 Válvula de expansión termostática
La caída de presión en esta válvula se genera debido a la pequeña abertura entre el
asiento de la válvula y el disco, además regula el flujo de acuerdo a las necesidades.
Esta válvula obedece a las variaciones de temperatura del evaporador, dirigido por el
bulbo sensor ubicado a la salida del mismo, de esta manera se controla la apertura o
cierre de dicha válvula.
3.5 Parámetros de funcionamiento de un refrigerador
doméstico
Dentro de los parámetros de funcionamiento de un refrigerador doméstico podemos
mencionar la temperatura de evaporación, condensación y temperatura de descarga del
compresor, además de ello las presiones de operación, capacidad de enfriamiento
volumétrica, y el coeficiente de rendimiento (COP) bajo el cual se determina la
eficiencia de los mismos.
Para el análisis iremos variando algunos de estos parámetros mencionados frente
al COP con el fin de identificar como estos afectan al rendimiento del sistema y como
se podría mejorar.
Figura 3.11: Esquema y diagrama p-h del ciclo de refrigeración por compresión de vapor. Fuente:
Adaptado de [62]
111
3.5.1 Evaporador
Las temperaturas tanto a la entrada como a la salida del evaporador deben ser
aproximadamente iguales, esto indica que el evaporador se está empleando a su plena
capacidad.
En cuanto a la presión, al igual que las temperaturas del evaporador a la entrada y a la
salida, las presiones deben ser iguales o estar muy cercanas entre sí, y esto deberá
permanecer constante en cada ciclo siempre y cuando no exista ninguna avería o
irregularidad durante el funcionamiento [84].
Tanto la presión y la temperatura de evaporación dependen del refrigerante utilizando.
3.5.2 Compresor
La temperatura de ingreso al compresor debe asegurar de que no ingrese refrigerante
líquido al compresor y por otro lado, esta temperatura no debe ser excesivamente
elevada ya que el compresor se enfría con la temperatura relativamente baja del
refrigerante.
En cuanto a la salida de temperatura del compresor, si esta supera el valor límite en la
válvula de descarga, hay riesgo de carbonización del lubricante en el asiento de la
válvula, con la resultante pérdida de compresión y el daño asociado para el compresor
[84].
3.5.3 Condensador
La temperatura de condensación debe ser mayor a la temperatura ambiente para que se
pueda realizar la transferencia de calor desde el refrigerante hacia el medio circundante.
3.5.4 Refrigerante
El refrigerante utilizado es muy importante ya que en base a él, estarán las propiedades
termodinámicas, determinando la presión y temperatura de evaporación.
Una vez determinado el tipo de refrigerante, es necesario calcular la carga del
mismo, con el fin de lograr el efecto máximo de enfriamiento, por otro lado un exceso
de carga puede provocar entrada de refrigerante líquido al compresor ya que no se ha
112
evaporado completamente, también se puede presentar presiones de descarga muy
elevadas, además de ello, el excesos de carga produce aumentos en consumo energético
debido principalmente al aumento en la tasa de flujo de masa de refrigerante a través del
compresor [65].
En caso de existir una cantidad inferior de refrigerante, disminuye la capacidad de
enfriamiento, aumentara el tiempo de descenso de la temperatura y aumenta el tiempo
de funcionamiento del compresor aumentando a su vez el consumo de energía, otro
aspecto que se puede presentar, es elevadas temperaturas a la salida del evaporador [65].
3.6 Parámetros analizados
3.6.1 Presiones de funcionamiento
Tanto la presión de succión como la de descarga son parámetros importantes dentro del
sistema de refrigeración, los mismos que estarán en función de la temperatura de
evaporación y la de condensación.
3.6.2 Relación de presión
Es la relación que existe entre la presión máxima y mínima de funcionamiento del
sistema de refrigeración, cuya presión máxima está presente a la salida del compresor o
en el condensador y la mínima en el evaporador correspondiente a presión de aspiración
(3.1)
3.6.3 Temperatura de descarga
Es la temperatura a la cual el refrigerante es expulsado del compresor para ingresar
posteriormente al condensador, esta temperatura es muy importante ya que de ella
dependerá el tiempo de vida útil del compresor.
113
3.6.4 Efecto de refrigeración
El efecto de refrigeración es la diferencia de entalpias, de la entrada y la salida del
evaporador, es el proceso 4-1 representado en la figura 3.11
(3.2)
3.6.5 Capacidad de refrigeración
Si al efecto de refrigeración se multiplica por el flujo másico, se tiene la cantidad calor
removido o extraído desde el espacio refrigerado hacia el refrigerante, suele expresarse
frecuentemente en toneladas de refrigeración. Una alta capacidad de refrigeración puede
obtenerse a partir de una alta capacidad volumétrica de refrigerante para un volumen de
barrido dado en el compresor [63]:
= (3.3)
3.6.6 Capacidad volumétrica de refrigeración
Se define como la capacidad de enfriamiento por unidad de volumen de vapor a la
salida del evaporador, a medida que la capacidad volumétrica del refrigerante aumenta,
el tamaño del compresor se reduce.
(3.4)
3.6.7 Energía por tonelada de refrigeración
Es la potencia requerida para impulsar el compresor por tonelada de refrigeración la
misma que se establece por la siguiente relación.
(3.5)
114
3.6.8 Flujo de vapor de succión por cada kW de refrigeración
Es el la cantidad de vapor absorbido por el compresor por unidad de tiempo, se expresa
en m3/s o L/s.
(3.6)
3.6.9 Tasa de remoción de calor del refrigerante al medio
Es el calor transferido desde el condensador hacia el ambiente, es el proceso 2-3
mostrado en la gráfica 3.11, el mismo está dado por la siguiente ecuación.
(3.7)
3.6.10 Entrada de potencia al compresor
Es el proceso 2-1 de la gráfica 3.11, el mismo que representa el trabajo consumido por
el compresor en el ciclo de refrigeración:
(3.8)
3.6.11 Caudal másico del refrigerante
Es la cantidad refrigerante en circulación por unidad de tiempo para conseguir la
temperatura deseada en el espacio refrigerado, se determina de la siguiente manera:
(3.9)
3.6.12 Coeficiente de rendimiento
Es la relación que existe entre la capacidad de refrigeración y el trabajo suministrado al
compresor para realizar dicho fin, este valor brinda una idea de la eficiencia con la cual
opera un sistema de refrigeración:
115
(3.10)
3.6.13 Eficiencia térmica
(3.11)
3.7 Simulación numérica
3.7.1 Suposiciones
Para la simulación del refrigerador doméstico por compresión de vapor se realizan las
siguientes suposiciones:
Es una operación de estado estacionario
No hay pérdida de presión a través de tuberías, por lo tanto, los cambios de
presión sólo se producen a través del compresor y el tubo capilar
Las pérdidas de calor o ganancias de calor desde o hacia el sistema son
despreciables
Este análisis se lleva a cabo sin sobrecalentamiento o subenfriamiento
3.7.2 Datos de entrada
Para la simulación numérica es necesario conocer el valor de ciertas variables para
poder determinar algunas características relacionadas a las antes mencionadas, entre
ellas podemos mencionar las siguientes:
a) Temperatura de evaporación
Para el análisis consideraremos las temperaturas de evaporación desde -35°C a 5°C,
este rango de temperaturas ha sido seleccionado según algunas investigaciones
disponibles en la literatura [62][63] [64].
116
b) Temperatura ambiente
La temperatura de condensación es de 40, 50 y 60 °C, que simula condiciones
normales, subtropicales y tropicales según la norma ISO.
c) Tipo de refrigerante
Para nuestro caso de estudio nos centraremos en la utilización del R600a, isobutano,
debido a que es uno de los refrigerantes que puede sustituir a los tradicionales
contaminantes.
d) Eficiencia isentrópico del compresor
Este valor está dado por el fabricante el mismo que es 0.8.
e) Constante “C”
Este valor también está especificado en el catálogo del compresor le cual es
867,6016
A continuación se presenta una tabla con el resumen de los valores de entrada para la
simulación, enfatizando en que la columna con los datos reales de simulación son
valores obtenidos de un análisis experimental de un sistema de refrigeración doméstica:
Tabla 3-1: Datos de entrada para la simulación. Fuente: Autores
Refrigerante R600a Datos reales de
simulación
Temperatura de evaporación -35 a 10°C -14,73°C
Temperatura de condensación 40 a 60°C 43,39
Eficiencia isentrópica del compresor 0.8 0.8
Constante "C" 867,6016 867,6016
A continuación se presenta el sistema de ecuaciones con los distintos puntos del sistema
de refrigeración para el análisis de los parámetros de funcionamiento:
117
118
119
3.8 Resultados Simulación numérica
3.8.1 Sin subenfriamiento y sobrecalentamiento
En la figura 3.12 se presenta el diagrama del ciclo de refrigeración por compresión de
vapor, en el cual constan los elementos del sistema junto con los estados y valores de
los procesos, mismos que han sido obtenidos luego de resolver el sistema de ecuaciones
presentado anteriormente.
Figura 3.12: Esquema del ciclo de refrigeración por compresión de vapor. Fuente: Autores
A continuación en la figura 3.13 se presenta el diagrama P-h del ciclo ideal de
refrigeración:
Figura 3.13: Diagrama del ciclo de refrigeración por compresión de vapor. Fuente: Autores
120
Una vez presentado los diagramas del ciclo de refrigeración y luego de introducir el
sistema de ecuaciones y resolverlo, se obtuvieron los siguientes resultados
Figura 3.14: Resultados de la simulación. Fuente: Autores
Figura 3.15. Resultados de la simulación incluyendo estados termodinámicos. Fuente: Autores
En la gráfica 3.15 se pueden observar los valores obtenidos de la simulación, entre ellos
están las temperaturas en los distintos elementos del sistema de refrigeración, de estas
temperaturas, T1 y T4 fueron introducidas como datos, mientras que T2 y T3 fueron
obtenidas mediante las distintas ecuaciones, además de ello se conocieron las presiones
de funcionamiento y se determinaron los estados termodinámicos en los diferentes
puntos, determinando la entalpia y la entropía, mismos que son útiles para la resolución
de las ecuaciones, finalmente aparecen los parámetros a ser analizados.
121
3.8.2 Con subenfriamiento y con sobrecalentamiento
Para este caso de análisis se incluirá el subenfriamiento a la salida del condensador y el
sobrecalentamiento a la entrada del compresor, este tendrá un valor de 5 °C y sus
resultados se presentan a continuación:
Figura 3.16: Resultados de la simulación con subenfriamiento y sobrecalentamiento. Fuente: Autores
122
3.9 Conclusiones
Se ha estudiado de manera breve a la refrigeración y a sus distintas formas de
obtenerlo, enfatizando tanto en sus ciclos de refrigeración, en especial el ciclo
por compresión de vapor como también en la refrigeración doméstica,
conociendo sus principales elementos, principio de funcionamiento y las
consideraciones que hay que tener presente en cada uno de ellos para poder
determinar los parámetros de funcionamiento del sistema.
Se desarrolló la programación para un ciclo ideal de refrigeración por
compresión de vapor, en el cual se establecieron las ecuaciones para determinar
los parámetros de operación de un refrigerador doméstico, utilizando las
propiedades termodinámicas del refrigerante R600a y tomando en consideración
tanto los diagramas de T-s como también el de P-h para su desarrollo.
Mediante el uso del software EES se ha logrado establecer algunos de los
parámetros de funcionamiento de un refrigerador doméstico, ayudándonos en el
proceso de encontrar los valores termodinámicos en los distintos puntos del
sistema, además con el uso de una de sus herramientas como son las tablas
paramétricas, nos permiten ir modificando algunas variables y observar cómo
estos afectan a los demás parámetros de operación
En el análisis que se realizó tanto las temperatura de evaporación como la de
condensación fueron establecidas de acuerdo a datos experimentales obtenidos
en trabajos anteriores, además el análisis se lo realizara con y sin
sobrecalentamiento y subenfriamiento para poder apreciar como estos afecta al
rendimiento del sistema
Según los resultados obtenidos mediante la simulación, se estableció que nuestro
sistema elimina 2.6 unidades de energía térmica por cada unidad de energía
eléctrica consumida y que la eficiencia térmica de nuestro sistema es de 27,5%
cuando no se utilizó subenfriamiento y sobrecalentamiento, mientras que cuando
se incluyó esta técnica, el COP fue de 3,46 y la eficiencia térmica fue de 22,41%
123
3.10 Referencias
[82] Y. A. Cengel and M. A. Boles, Termodinámica, Sexta. Mexico, 2009..
[83] L. I. Pilligua, ―Diseño de un software para calcular cámaras frigoríficas,‖
Guayaquil- Ecuador, 2006.
[84] ―U. N. E. ―Francisco De Miranda,‖ ―Sistemas de Refrigeración.‖ 2010.
[85] Bolaji, ―Selection of environment-friendly refrigerants and the current alternatives
in vapour.‖ Aug-2011.
[86] JP Gómez Constante, ―Diseño de un procedimiento técnico detallado del
funcionamiento del Banco de Pruebas de Refrigeración y Aire Acondicionado del
Laboratorio de Termodinámica para efectuar un recambio de manera adecuada,
permitiendo así una optimización en el uso de este equipo.‖ 2009.
124
4. COMPARACIÓN CON RESULTADOS
EXPERIMENTALES
4.1 Unidad experimental
El aparto utilizado para realizar el experimento es un refrigerador de uso doméstico de
la línea Boreal 212, marca Ecasa la cual funcionaba con 125gr de R134a, la misma que
posee una capacidad de refrigeración de 234 litros con sistema no frost, además posee
dos compartimentos una para refrigerar y otro para congelar.
A continuación se presenta la tabla 4.1 la misma que contiene algunas de sus
características más relevantes, acompañada de la figura 4.1 en la cual se muestra el
refrigerador doméstico.
Tabla 4-1: Datos del refrigerador Boreal 212. Fuente: [17]
Artefacto Refrigerador No Frost
Modelo Boreal 212
Marca ECASA S.A
Color Blanco
Serie 111026003392
Volumen Refrigerador 182 Litros
Volumen Congelador 52 Litros
Volumen Total 234 Litros
Voltaje 115v-6oHz
Consumo de energía 335kW-h/año
Capacidad de congelamiento 4.3 kg/24h
Refrigerante 125 gr de R134a
Peso Neto 59kg
Dimensiones 1562x550x620 mm
Consumo de energía Tipo A
Clase de Clima Subtropical
125
Figura 4.1: Refrigerador de uso doméstico Ecasa, Modelo Boreal 212. Fuente: [17]
4.2 Descripción del experimento realizado en otras
investigaciones
El experimento que se ha tomado como punto de partida es ―Estudio termodinámico de
un sistema de refrigeración no frost con R600a‖ el mismo que consistía en realizar una
comparación del comportamiento del sistema utilizando en primera instancia R134a y
luego R600a, para ello se recolectaron datos de temperaturas en distintos puntos del
refrigerador doméstico, para posteriormente determinar los parámetros asociados al
funcionamiento del mismo, además se obtuvieron datos de consumo de energía.
Para los estudios tanto con R134a y R600a fue necesario realizar la limpieza del
sistema de refrigeración, montar el compresor, luego se generó vacío en el sistema para
posteriormente cargar el refrigerante y finalmente se procedió a detectar posibles fugas
en el mismo.
En el caso de estudio con R600a se cambió el compresor por uno de R12 debido
a que este era compatible con R600a, además de ello, se varió la carga del refrigerante
desde 30gr hasta 60gr y se obtuvieron datos de temperaturas tanto en el evaporador,
126
compresor, condensador y tubo capilar además, con el fin mejorar la eficiencia se
cambió el compresor por uno de mayor capacidad, 1/6 Hp, y se varió el diámetro y
longitud del tubo capilar.
Para la recolección de datos se utilizó un medidor de calidad, el mismo que
almacenó datos de consumo de potencia durante tres días y un equipo Compact Rio con
un módulo de temocuplas ubicadas en distintos puntos del refrigerador doméstico como
se presenta en la figura 4.2, este equipo está conectado a un servidor, el mismo que
almacena los datos en un computador mediante una programación en lab view.
Figura 4.2: Puntos seleccionados para la toma de temperaturas. Fuente: [17]
4.3 Comparación de los datos experimentales y
computacionales del refrigerante R600a
Como se mencionó anteriormente, para el estudio con R600a se varió la carga del
refrigerante y se obtuvieron valores de temperatura en distintos puntos del refrigerador
doméstico los mismos que se presentan en la tabla 4.2 la cual se exhibe los valores
127
máximos y mínimos de temperatura en los distintos componentes del refrigerador
durante un día de funcionamiento.
Tabla 4-2: Máximos y mínimos de temperatura en el refrigerador-compresor ¼ Hp R600a. Fuente: [75]
Temperatura (°C)
T1 T2 T3 T4 T5 T6
Ingreso al
evaporador
Congelador Refrigerador Descarga
compresor
Retorno al
compresor
salida del
condensador
Máximo 24,784 -3,68 5,42 57,83 34,62 43,39
Mínimo -38,8411 -15,72 4,79 23,22 -14,73 18,34
A continuación presentamos la tabla 4,3 en la cual se realiza una comparación entre los
valores obtenidos de forma experimental y mediante la simulación:
Tabla 4-3: Comparación de las temperaturas experimentales y simuladas.
Resultados
Temperaturas (°C)
Ingreso al
evaporador
Ingreso al
compresor
Descarga
compresor
salida del
condensador
Experimental -38,84 -14,73 57,83 43,39
Computacional -14,73 -14,73 48,23 43,39
Tabla 4-4: Comparación de las temperaturas experimentales y simuladas.
Resultados
Parámetros
COP
Experimental 0,656 0,897 0,241 2,724 26,85
Computacional 0,635 0,876 0,240 2,637 27,5
128
4.4 Análisis de resultados
4.4.1 Comparación con datos experimentales
4.4.1.1 Temperaturas
En la tabla 4.3 podemos observar los distintos valores obtenidos tanto de forma
experimental como simulado, de ello podemos observar que tanto la temperatura de
ingreso al compresor como la de condensación son las mismas, debido a que estos
valores han sido ingresados como datos, por su parte la temperatura de ingreso al
evaporador y de descarga del compresor, en el caso computacional, varían de forma
notable con respecto al experimental, esta variación le podemos atribuir a que la
programación fue realizada para un ciclo estacionario, es decir, no varía con el tiempo,
lo cual no ocurre lo experimental puesto que sus valores han sido tomados durante un
día de funcionamiento, otro aspecto que podemos recalcar es que nuestro análisis fue
realizado para un ciclo ideal, con ello no se consideró perdidas de presión por fricción,
ni tampoco ganancias o pérdidas de calor desde o hacia el sistema, finalmente otro
aspecto adicional que podemos mencionar, es que temperaturas experimentales de la
tabla 4,3 son las temperaturas máximas y mínimas obtenidas experimentalmente, es
decir las temperaturas que se obtuvieron de forma computacional están dentro del rango
de estas temperaturas de funcionamiento.
4.4.1.2 Parámetros
A pesar de las diferencias encontradas en las temperaturas tanto de evaporación como
de descarga del compresor, los valores obtenidos en cuanto al efecto de refrigeración,
tasa de remoción de calor, rechazo de calor, COP y eficiencia térmica están muy
cercanos entre sí, para explicar esto utilizaremos la tabla 4.4 en la cual tanto los valores
de presión y entalpias han sido obtenidos con los valores reales del experimento
realizado, mientras que en la computacional los valores han sido determinados según la
programación.
129
Tabla 4-5: Comparación de los resultados obtenidos con valores experimentales y simulados. Fuente:
Autores
Propiedad Experimental Computacional
P1 (kPa) 90,3 89,7
P2 (kPa) 816,8 579,7
P3 (kPa) 816,8 579,7
P4 (kPa) 90,3 89,7
h1 (kJ/kg) 657,9 535,4
h2 (kJ/kg) 739,5 622,4
h3 (kJ/kg) 435,7 305,7
h4 (kJ/kg) 435,7 305,7
En esta tabla podemos observar que tanto los valores de presión como de entalpia
computacional difieren del experimental, debido a la diferencia de temperaturas que se
presentaron en la tabla 4.3 por las razones que explicamos anteriormente, sin embargo
la aproximación de los valores se debe a que la diferencia de entalpias, tanto con valores
experimentales y computacionales son cercanos como se observa en la tabla 4.5, esto se
debe que para cada temperatura de evaporación hay una temperatura de descarga del
compresor, por ejemplo, al aumentar la temperatura de evaporación la temperatura de
descarga del compresor disminuye, pero se mantiene hasta cierto punto la diferencia de
entalpias entre cada punto, pero a pesar de ello de se puede observar que aún existe una
ligera variación, la misma que es compensada con una disminución del flujo másico
dando los siguientes resultados.
Tabla 4-6: Comparación de los resultados experimental y simulado. Fuente: Autores
Experimental Computacional
Qevap (kJ/kg) h1-h4 222,2 229,7
Wcomp (kJ/kg) h2-h1 81,6 87
Qconde (kJ/kg) h2-h3 303,8 316,7
En la siguiente tabla se presenta los valores de los parámetros multiplicados por el flujo
másico correspondiente para cada caso:
Másico experimental = 0,0029 kg/s
Másico computacional = 0,0027 kg/s
130
Tabla 4-7: Comparación de los resultados experimental y simulado, multiplicados
por su respectivo flujo másico. Fuente: Autores
Experimental Computacional
(kJ/kg) h1-h4 0,64438 0,62019
(kJ/kg) h2-h1 0,23664 0,2349
(kJ/kg) h2-h3 0,88102 0,85509
COP 2,724 2,637
En cuanto al valor del COP, existe una variación de aproximadamente el 3% del COP
computacional con respecto al experimental, con lo cual podemos decir que es un rango
aceptable por las distintas consideraciones aplicadas para cada caso de estudio.
4.4.2 Variación de parámetros mediante software
4.4.2.1 Sin subenfriamiento y sin sobrecalentamiento
Los resultados de la simulación numérica fueron presentados en el capítulo anterior, sin
embargo no se incluyó la variación de los parámetros dentro de ellos, razón por la cual
los analizaremos a continuación.
a) Variación de la temperatura de evaporación
A continuación se presenta una tabla en la cual se varía la temperatura de evaporación
desde -35°C hasta 5°C y en la cual muestra cómo afecta dicha temperatura en el
rendimiento del sistema.
Tabla 4-8: Efecto de la temperatura de evaporación sobre las propiedades termodinámicas y el COP.
Fuente: Autores
131
En la figura 4.3 se presenta la tendencia del COP cuando se varía la temperatura de
evaporación, la misma que muestra que el COP aumenta cuando la temperatura de
evaporación aumenta, esto se debe a la variación de las propiedades termodinámicas
mostradas en la tabla 4,7 en la cual la entalpia especifica (h1) de ingreso del compresor
aumenta, mientras que h2 del vapor sobrecalentado a la salida del compresor disminuye,
esto provoca que el trabajo específico, (Wcomp=h2-h1), también disminuya. Por otro
lado el efecto de refrigeración (Qevap=h1-h4) aumenta, debido al aumento de h1 según lo
explicado anteriormente, y debido a que h4 no varía, puesto que este depende de la
temperatura de condensación y esta se mantiene constante para este análisis.
Figura 4.3: Efecto de la temperatura de evaporación sobre el COP. Fuente: Autores
b) Variación de la temperatura de condensación
La temperatura de condensación es otro parámetro a tener presente dentro del sistema
de refrigeración, es por ello que se ha variado desde 40 hasta 60°C y llegando a
determinarse los siguientes valores para el COP.
132
Tabla 4-9: Efecto de la temperatura de condensación sobre las propiedades termodinámicas y el COP.
Fuente: Autores
En la tabla 4.8 se exhibe la variación de las propiedades termodinámicas con el aumento
de la temperatura de condensación, T3, además podemos apreciar que existe una
disminución del efecto de refrigeración, esto se debe al aumento en la entalpia del
refrigerante a la entrada del evaporador, h4, reduciendo a su vez la capacidad de
absorber calor en este punto, por su parte el trabajo específico del compresor aumenta,
debido a que se incrementa la presión de descarga con lo cual se necesita mayor trabajo
para poder comprimir el refrigerante hasta esa presión para esa temperatura de
condensación dada.
A continuación en la figura 4.4 se presenta el COP frente a la temperatura de
condensación, aquí podemos observar que el conforme la temperatura de condensación
aumenta, el COP disminuye, debido a la diminución del efecto de refrigeración y al
aumento del trabajo específico.
133
Figura 4.4: Efecto de la temperatura de condensación sobre el COP. Fuente: Autores
c) Efecto de refrigeración
Como mencionamos anteriormente y como se puede observar en la tabla 4,7 y 4,8 el
efecto de refrigeración (Qevap) se ve afectado tanto por la temperatura de evaporación y
por la de condensación, incrementándose cuando la temperatura de evaporación
aumenta, y disminuyendo cuando la temperatura de condensación también tiende a
aumentar.
Existe una disminución de aproximadamente el 22% en el efecto de refrigeración al
incrementar la temperatura de condensación desde 40 a 60°C, es decir incrementar
20°C, con este mismo rango de temperatura, existe un incremento del 13% en el efecto
de refrigeración al aumentar la temperatura de evaporación desde -35 hasta -15°C.
A continuación en la figura 4.5 se muestra los dos casos antes mencionados:
134
Figura 4.5: Efecto de la temperatura de evaporación y condensación sobre el efecto de refrigeración.
Fuente: Autores
d) Capacidad volumétrica de refrigeración
La capacidad volumétrica de refrigeración aumenta conforme la temperatura de
evaporación aumenta, esto se puede explicar utilizando la ecuación 3.4, debido a que
este parámetro está relacionado de forma proporcional al efecto de refrigeración y a la
densidad del refrigerante, por lo tanto, como se observó en la figura 4.5, el efecto
refrigerante aumenta a medida que la temperatura de evaporación aumenta, con ello es
de esperarse que la CVR también aumente, a su vez la densidad de los fluidos tiende a
disminuir al aumentar la temperatura, sin embargo esto sucede con la densidad liquida,
mientras que con la densidad del vapor esto se da de forma inversa, es decir, a medida
que la temperatura aumenta esta densidad también se incrementa y como en la ecuación
3.4 utiliza la densidad del vapor saturado a la entrada del compresor, es decir la
densidad del vapor, es de esperarse que la CVR se incremente.
Por otro lado cuando ocurre lo contrario, es decir, disminuye la densidad del
vapor y el efecto de refrigeración, la CVR también tiende a disminuir, tales condiciones
se dan, cuando la temperatura de condensación aumenta.
En la figura 4,6 Se puede observar el incremento de la capacidad volumétrica de
refrigeración con respecto a la temperatura de evaporación y la disminución de la
misma al incrementarse la temperatura de condensación.
135
Figura 4.6: Efecto de la temperatura de evaporación y condensación sobre la capacidad volumétrica de
refrigeración. Fuente: Autores
e) Energía por tonelada de refrigeración
En la tabla 4,9 se muestra la variación de algunos parámetros con el aumento de la
temperatura de evaporación, entre ella se encuentra el efecto de refrigeración, la energía
por tonelada de refrigeración, la CVR entre otros.
Tabla 4-10: Variación de algunos parámetros con la temperatura de evaporación. Fuente: Autores
En la figura 4,7 se muestra que la energía necesaria por tonelada de refrigeración
disminuye a medida que la temperatura de evaporación aumenta, esto se debe al
aumento en el efecto de refrigeración y a la diminución del trabajo específico, por otro
lado dicho parámetro tiende a disminuir a medida que la temperatura de condensación
aumenta.
136
Figura 4.7: Efecto de la temperatura de evaporación y condensación sobre energía por tonelada de
refrigeración. Fuente: Autores
f) Flujo de vapor de succión
En cuanto al flujo de vapor de succión por kW de refrigeración, se puede notar que a
medida que se incrementa la temperatura de evaporación disminuye dicho flujo de
vapor para una temperatura de condensación constante, esto se debe al aumento en el
efecto de refrigeración y al aumento a la densidad del vapor a la entrada del compresor.
Figura 4.8: Efecto de la temperatura de evaporación sobre el flujo de vapor de succión de refrigeración.
Fuente: Autores
g) Relación de presión
Como mencionamos anteriormente, tanto la presión de evaporación o de succión como
la de condensación o de descarga están en función de la temperatura de evaporación y
condensación respectivamente, de esta manera un incrementando en la temperatura de
137
evaporación, significa un incremento en la presión de succión y con ello disminución de
la relación de presión, para una temperatura de condensación constante.
En la figura 4.9 se puede observar la dependencia que existe entre la relación de presión
y las temperaturas tanto de evaporación como de condensación, esta grafica muestra que
la relación de presión disminuye al aumentar la temperatura de evaporación y aumenta
conforme la temperatura de condensación tiende a incrementarse, esto da como
resultado una disminución tanto en la eficiencia volumétrica como en el flujo másico
del refrigerante, por otro lado también existe una disminución de la capacidad de
refrigeración.
Figura 4.9: Efecto de la temperatura de evaporación sobre la relación de presión. Fuente: Autores
La relación de presión es un parámetro muy importante dentro del análisis del
rendimiento de nuestro sistema, una disminución en la relación de presión significa una
disminución en el trabajo específico del compresor y un aumento en el efecto de
refrigeración.
A continuación en la figura 4.10 explicaremos gráficamente como ocurre esta
afirmación, para una presión de condensación constante, al incrementar la temperatura
de evaporación también estaremos incrementando la presión de succión, la misma que
está representada por la línea roja en la figura, como podemos observar dicha presión se
desplazada hacia arriba provocando una disminución en la relación de presión, además
de ello estaremos disminuyendo el trabajo específico del compresor ya que por
definición sabemos que el trabajo específico es h2-h1, sin embargo al desplazar la
138
presión de succión hacia arriba y manteniendo la presión de descara, el punto h1 pasaría
al punto h1´ y el trabajo seria h2-h1´ y el efecto de refrigeración pasaría de h1-h4 a h1´-h4.
Figura 4.10: Efecto de la relación de presión sobre el trabajo del compresor. Fuente: Autores
Otra forma de reducir la relación de presión seria disminuyendo la temperatura de
condensación para una temperatura de evaporación dada.
4.4.2.2 Con subenfriamiento y sobrecalentamiento
En este análisis se incluirá el subenfriamiento a la salida del condensador y el
sobrecalentamiento a la entrada del compresor, este tendrá un valor de 5 °C y sus
resultados se presentan a continuación.
139
Figura 4.11: Efecto del grado de subenfriamiento y sobrecalentamiento en el COP del sistema: Fuente:
Autores
Como se muestra en la figura 4.11 el subenfriamiento y sobrecalentamiento mejoran el
rendimiento del sistema, además es importante señalar que las líneas de tendencia de las
figuras siguen las mismas trayectorias que las anteriores, no obstante existe un
desplazamiento de las curvas que demuestran que el COP del sistema ha sido mejorado,
por otra parte también se presenta las mismas consideraciones con las variaciones de la
temperatura de evaporación y condensación respectivamente.
De este análisis podemos mencionar que existe un incremento de aproximadamente el
31% en el COP cuando se utiliza el subenfriamiento y sobrecalentamiento con un valor
de 5°C.
Figura 4.12: Efecto del grado de subenfriamiento y sobrecalentamiento en el efecto de refrigeración y la
capacidad de refrigeración volumétrica. Fuente: Autores
140
En este caso, en la figura 4.12 muestra que existe un aumento en el efecto de
refrigeración, además el subenfriamiento y sobrecalentamiento también han aumentado
la capacidad volumétrica de refrigeración.
Figura 4.13: Efecto del grado de subenfriamiento y sobrecalentamiento en el flujo de aspiración de
vapor y en el poder por tonelada de refrigeración. Fuente: Autores
En la figura 4.13 se puede visualizar que tanto el flujo de vapor de aspiración y el poder
PTR disminuyen cuando se aplica subenfriamineto y sobrecalentamiento en el sistema.
141
Figura 4.14: Efecto del grado de subenfriamiento y sobrecalentamiento en la relación de presión.
Fuente: Autores
De igual manera que el los parámetros anteriores, el grado de subenfriamiento y
sobrecalentamiento también influyen en la relación de presión y en este caso podemos
observar en la figura 4.14 que la curva se desplaza hacia la izquierda con ello existe una
disminución en la relación de presión lo cual es beneficiosa para el sistema de
refrigeración.
Pudimos notar que el subenfriamiento y el sobrecalentamiento son beneficiosas
ya que mejoran la eficiencia del sistema, sin embargo se debe plantear la forma de
conseguir tales condiciones, la forma de cómo se podría integrar y como se debería
modificar el refrigerador para conseguirlo, además de ello se debería realizar un análisis
del costo de implementación, mantenimiento en el caso de existir y el beneficio que esta
técnica podría significar para mejorar la eficiencia de los refrigeradores domésticos.
4.4.3 Análisis mediante el Software Coolpack
Debido a las variaciones encontradas en algunas temperaturas determinadas
computacionalmente, se procedió a realizar otro análisis mediante la utilización del
software Coolpack, el mismo que posee programaciones predeterminadas para varios
ciclos de refrigeración, bajo este contexto, procedimos a introducir los datos de entrada
y fuimos variando hasta encontrar valores aproximados para determinar cuáles podrían
ser las causas por las que existe esta desviación, además, este software permite ir
142
introduciendo perdidas de calor y presión, considerando posibles causas para un sub
enfriamiento y sobrecalentamiento.
A continuación en la figura 4.15 se presenta los valores de entrada que fueron
introducidos para el análisis:
Figura 4.15: Valores de entrada en programa Coolpack. Fuente: Autores
Como se puede observar en la figura 4.15, los valores de entrada son la temperatura de
evaporación y condensación, en cuanto a la capacidad del ciclo, se introdujo la
capacidad de condensación, e inmediatamente se muestran los valores tanto del flujo
másico, capacidad de condensación y flujo volumétrico de aspiración. Por parte del
compresor se introdujo la eficiencia isentrópica, en este punto existe la primera
variación en este parámetro, debido a que en nuestro primer análisis mediante el
software EES fue de 0,8 y ahora se cambió para encontrar un valor aproximado al
trabajo del compresor, también se ha considerado un 1% de perdida de calor en el
compresor, además se puede introducir perdidas asociadas a la línea de succión, pero en
este caso no fueron consideradas.
A continuación se presenta el ciclo de refrigeración con los valores mencionados demás
de los distintos parámetros de funcionamiento:
143
Figura 4.16: Ciclo de refrigeración en programa Coolpack. Fuente: Autores
Como se puede observar en esta figura 4.16, existen ocho puntos dentro del diagrama P-
h esto es para considerar pérdidas de calor en el compresor, punto 3-2, a la salida del
condensador o para el su enfriamiento, puntos 4-5, también para considerar pérdidas o
ganancias en la línea de succión y para el recalentamiento.
A continuación se presenta una tabla comparativa de los valores obtenidos mediante la
simulación con los resultados obtenidos mediante el experimento:
Tabla 4-11: Tabla comparativa de resultados. Fuente: Autores
Temperaturas (°C)
144
Resultados Ingreso al
evaporador
Ingreso al
compresor
Descarga
compresor
salida del
condensador
Experimental -38,84 -14,73 57,83 43,39
Computacional EES -14,73 -14,73 48,23 43,39
Computacional
Coolpack
-14,73 -14,73 45,9 43,4
Básicamente los resultados obtenidos con este software no difieren en consideración
con el primer análisis, esto nos indica que nuestra programación y consideraciones están
bien definidas para el análisis, en cuanto a los parámetros de funcionamiento a
continuación presentamos la tabla en la cual se muestran los resultados obtenidos del
análisis:
Tabla 4-12: Resultados de los parámetros obtenidos del análisis. Fuente: Autores
Resultados
Parámetros
COP
Experimental 0,656 0,897 0,241 2,724 26,85
Computacional EES 0,635 0,876 0,240 2,637 27,5
Computacional
Coolpack
0,656 0,897 0,243 2,697 27,5
Como se observa en esta tabla, el análisis computacional mediante coolpack es más
cercano a los valores obtenidos con los datos reales, esto se atribuye a las
consideraciones que se pueden ingresar en el software para aproximar el ciclo al real.
4.4.3.1 Parámetros
Como ya se explicó anteriormente lo que ocurre con los parámetros al variar la
temperatura, la presión entre otros, a continuación solo se expondrá de manera rápida
este análisis solo con la finalidad de mostrar dicho análisis en este software.
145
Comenzaremos con disminuir la temperatura de evaporación y observaremos como
afecta al resto de parámetros:
Figura 4.17: Disminución de la temperatura de evaporación en Coolpack. Fuente: Autores
En la figura 4.17 vemos que la temperatura de evaporación es de -25°C y podemos
notar que el flujo másico, la capacidad del evaporador, el COP y la eficiencia de Carnot
disminuyen, mientras que existen aumentos en el trabajo del compresor, todo esto para
una temperatura de condensación constante.
En la siguiente figura 4.18 procedemos a aumentar la temperatura de evaporación y es
de esperarse que ocurra lo contrario a lo mencionado anteriormente:
146
Figura 4.18: Aumento de la temperatura de evaporación en Coolpack. Fuente: Autores
Como se advirtió, existe aumento tanto en el COP, eficiencia de Carnot, capacidad del
condensador y aumento en el flujo másico del refrigerante y una disminución del trabajo
del compresor.
Ahora con el aumento de la temperatura de condensación:
Figura 4.19: Aumento de la temperatura de Condensación en Coolpack. Fuente: Autores
147
Observamos en la figura 4.19 que existe una disminución tanto del COP como de la
capacidad del evaporador, debido al aumento del flujo másico del refrigerante, ya que la
capacidad del condensador se lo ha mantenido constante, también ha aumentado el
trabajo del compresor.
En la figura 4.20 se procede a disminuir la temperatura de condensación:
Figura 4.20: Disminución de la temperatura de Condensación en Coolpack. Fuente: Autores
Podemos notar que el COP, la eficiencia térmica de Carnot, la capacidad del
evaporador aumentan mientras que existe diminución del trabajo del compresor, y del
flujo másico del refrigerante.
148
4.5 Recomendaciones para mejorar el COP del sistema
En respuesta a estas regulaciones, muchas investigaciones se han llevado a cabo en los
últimos años para desarrollar opciones técnicas y mejorar el rendimiento energético de
los frigoríficos domésticos.
1. La mejora de la cabina y la puerta de aislamiento para reducir las pérdidas de
calor. Por ejemplo, un ahorro de energía promedio de 25 % se observa por el
VIP (paneles de aislamiento al vacío). El inconveniente de esta tecnología está
relacionado con el hecho de que el proceso de fabricación sigue siendo caro [9].
2. El desarrollo de compresores de alta eficiencia, como los compresores de
velocidad variable (VSC) y el compresor de capacidad variable (VCC) son una
alternativa eficiente para controlar la capacidad de refrigeración, lo que coincide
continuamente la velocidad del compresor para la carga térmica. Los resultados
muestran hasta un ahorro energético del 45% mediante la sustitución de un
compresor convencional/apagado por una tecnología del compresor VCC. Cabe
señalar que también en ellos se observa un aumento de 20 % del costo [9].
En el refrigerador el encendido/apagado conduce a aumentar la COP, por lo
tanto, la reducción en el consumo de energía se puede lograr mediante el uso de
un compresor controlable. Finalmente, la variación de la suposición lineal de
calidad para el condensador no es correcto, durante la respuesta transitoria [13].
3. La mejora de la eficiencia de los intercambiadores de calor, y en particular del
evaporador que es un componente clave de la nevera. La transferencia de calor a
través del evaporador requiere una diferencia de temperatura entre el aire y el
refrigerante, cuanto mayor es el coeficiente de convección lado del aire, menor
es la diferencia de temperatura entre la temperatura de evaporación y el aire.
Para una temperatura del aire del gabinete dado, esto resulta en una temperatura
de evaporación más alta, y en consecuencia un rendimiento mejorado del
sistema [9].
4. La temperatura del espacio, en el que se coloca el refrigerador, es de importancia
ya que afecta a la fuerza de conducción disipación de calor. Un refrigerador
doméstico puesto en un espacio donde el aire que rodea es insuficiente el
149
condensador sin duda degrada su rendimiento. Los resultados realizados por R.
Bassiouny [10] mostraron que el tener un espacio suficiente (s>200 mm)
alrededor del condensador aumenta la fuerza motriz de transferencia de calor del
condensador. Por otro lado, si la temperatura del aire de la habitación aumentó,
incluso para un espacio suficiente, la cantidad de calor rechazado disminuirá. El
bloqueo del espacio alrededor del condensador se resistirá el flujo ascendente de
aire y permite la acumulación de aire caliente cerca de la parte superior del
condensador. De acuerdo con esto disminuiría la fuerza motriz para rechazar el
calor fuera de la superficie del condensador [10].
En primer lugar, la capa de escarcha añade una resistencia térmica adicional para
el proceso de transferencia de calor y, segundo, que aumenta la caída de presión
de aire, reduciendo así la tasa de flujo de aire a través del intercambiador de
calor. La escarcha acumulada en el serpentín del evaporador debe entonces ser
retirada periódicamente, por lo general por calentadores eléctricos. Se encontró
que una eficiencia de descongelación cerca de la unidad se alcanzaría si el
proceso de descongelación se lleva a cabo por la acción simultánea de dos
calentadores, uno de 175 W para las primeras seis filas y una de 60 W durante
los últimos cuatro filas [10].
5. La reducción de la carga en los sistemas es un objetivo importante a alcanzar.
Esta reducción también es importante para los refrigerantes naturales, tales como
hidrocarburos y amoniaco por motivos de seguridad.
Un primer paso puede ser para adaptar la carga (carga óptima) a las necesidades
de los sistemas de refrigeración. La segunda opción para la reducción de la carga
es reducir el volumen interno de todos los componentes (intercambiadores,
receptores, la línea de líquido). En particular, se deben utilizar intercambiadores
con pequeño volumen interno. De hecho, los intercambiadores compactos (por
ejemplo basado en la tecnología de canal pequeño) permiten un beneficio
considerable sin disminución de rendimiento. La reducción de la carga todavía
se puede mejorar utilizando una válvula de expansión electrónica.
Desde un punto de vista global, las opciones técnicas favorables para cargar
reducción son (i) el uso de sistemas con refrigeración secundaria en lugar de la
150
refrigeración directa, (ii) el uso de evaporadores de expansión directa
alimentados en lugar de evaporadores inundados, (iii) el uso de refrigeración
hidrocarburos, amoniaco o CO2 como refrigerante, y (iv) el uso de
intercambiadores compactos [35].
6. El conocimiento de los perfiles de temperatura del aire y la velocidad en un
refrigerador es importante para el control de calidad de los alimentos. De hecho,
si el consumidor conoce la posición de las zonas calientes y frías en el
refrigerador, los productos pueden ser colocados correctamente. Los obstáculos
(estantes y/o productos) ralentizan la circulación de aire en la zona central de la
nevera y ligeramente influyen en la circulación de aire principal a lo largo de las
paredes. Esto es confirmado por los valores máximos de temperatura del aire:
8,2 °C para un refrigerador vacío y sin estantes y 9,1 °C para un refrigerador
vacío con estanterías y nevera cargados de productos.
Cualquiera que sea la configuración estudiada (vacía con/sin estantes, cargado
con los productos) para este tipo de refrigerador, la temperatura del aire en la
parte superior del refrigerador es de aproximadamente 5 °C más alta que la
temperatura media del aire, y por lo tanto es importante evitar colocar productos
sensibles en esta posición [35].
151
4.6 Conclusiones
Tanto al temperatura de evaporación como la de condensación influyen de
manera directa en las propiedades termodinámicas del refrigerante y en los
parámetros de funcionamiento de un refrigerador doméstico, demostrando como
estas pueden mejorar o disminuir el rendimiento del mismo.
El COP del refrigerador doméstico aumenta cuando la temperatura de
evaporación aumenta, debido a un aumento en el efecto de refrigeración y a la
disminución del trabajo específico del compresor, por otro lado tiende a
disminuir cuando se incrementa la temperatura de condensación, debido a que se
necesita aumentar el trabajo del compresor para alcanzar dichas temperaturas,
además que existe una disminución del efecto de refrigeración.
Al aumentar la temperatura de evaporación se mejora el efecto de refrigeración,
se incrementa la capacidad volumétrica de refrigeración, se disminuye el trabajo
del compresor, la energía necesaria por tonelada de refrigeración y la relación de
presión logrando incrementar el COP del sistema y ocurre todo lo contrario
cuando la temperatura de condensación tiende a incrementarse.
Existió una diminución del COP de aproximadamente 39% al incrementarse la
temperatura de condensación desde 40 a 60 °C para una temperatura de
evaporación constante.
Disminuir la relación de presión en un sistema de refrigeración es muy
beneficiosos ya que permite disminuir el trabajo específico del compresor y
mejorar la eficiencia en el sistema.
Con un valor de 5°C de sobrecalentamiento y subenfriamiento a la entrada del
compresor y salida del condensador respectivamente, se consiguió un aumento
de aproximadamente el 31% el COP, de esta manera, el rendimiento del ciclo
puede mejorarse mediante la aplicación de esta técnica.
152
Tanto las temperaturas y presiones de operación del refrigerador doméstico son
las variables más importantes dentro del sistema, puesto que de ellas dependerán
las variaciones o modificaciones que se den en los demás parámetros.
153
5. Anexos
5.1 Anexo A
En este anexo podremos observar el diagrama de Mollier tanto para el R290 como del
butano como complemento a las propiedades de estos HC, estos diagramas se han
obtenido del programa Coolpack.
R290
154
R600
155
5.2 Anexo B
En este anexo se presentan las tablas con las propiedades termodinámicas del R600a las
mismas que han sido obtenidas del software REFPROP.
156
5.3 Anexo B
A continuación se presenta la programación para el ciclo de refrigeración por
compresión de vapor con sobrecalentamiento y subenfriamiento.
157